олодильнстя
ехника
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ ПРОМЬIШЛБННОСТИ
Год издания
сорок шестой
Технологическое кондиционирование воздуха на предприятиях
мясной и молочной промышленности
Доктор техн. наук А. А. ГОГОЛИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
628.84
Кондиционирование воздуха необходимо в
камерах созревания сыра сыродельных
заводов, а также в мясоперерабатывающих цехах
и (Сушилках колбас мясокомбинатов.
На сыродельных заводах кондиционирование
воздуха долгое время не применялось. Лишь
за последние годы появилось несколько
импортных и опытных экземпляров
отечественных установок для кондиционирования
воздуха. Мясокомбинаты издавна оснащались
установками кондиционирования воздуха, однако
используемое для этой цели оборудование
несовершенно, а эксплуатация его на местах
зачастую неудовлетворительна.
Обследование ряда сыродельных заводов
показало, что основной недостаток камер
созревания сыра — повышенная относительная
влажность воздуха, которая вызывает
образование плесени и слизи на поверхности сыра.
Поэтому за время созревания необходимо
периодически (от .3 до 7 раз) перемывать сыр,
что связано с большими затратами ручного
труда, потерями сухого вещества @,8—1% за
мойку, по данным ВНИИМСа) и снижением
качества сыра.
Опыт работы сыродельных заводов
(станицы Ленинградская и Тихорецкая),
оборудованных импортными установками
кондиционирования воздуха, показал, что при
поддерживаемой ими относительной влажности воздуха
около 75% плесневения сыра не наблюдалось
и мойка его, как правило, не производилась.
На Острогожском сыродельном заводе
после установки охладительно-осушительных
агрегатов конструкции ВНИХИ относительная
влажность воздуха снизилась с 95 до 85%,
резко сократилось число моек, увеличилась
скорость наведения корки, появилась
возможность более раннего парафинирования и
ускорения производственного цикла. Все шире
применяющееся за последнее время
бескорковое созревание сыра в паро- и
газонепроницаемых пленках не может проходить при высокой
относительной влажности воздуха (>80%)
из-за порчи пленки. В этом случае также
необходимо кондиционирование воздуха.
Применение кондиционирования воздуха в
камере созревания сыра объемом около
1000 мг помимо повышения качества сыра дает
годовую экономию примерно 17 тыс. руб.
1

в основном за счет устранения затрат
ручного труда по перемыканию сыров и потерь
сухого вещества.
В мясоперерабатывающих цехах
мясокомбинатов кондиционирование воздуха
необходимо прежде всего для (Предотвращения порчи
мяса, а в колбасных сушилках — для
получения продукта надлежащего качества.
На колбасных заводах еще в 30-е годы
устанавливали кондиционеры с ручным, а
позднее с автоматическим регулированием.
Вначале это были воздухоохладители Рашига
с рассолом, позднее — горизонтальные
форсуночные кондиционеры из стандартных секций,
охлаждаемые ледяной водой. Это устаревшее
и малоэкономичное оборудование.
Температурно-влажностные условия камер
созревания сыров и помещений
мясокомбинатов мало различаются: требуемая
температура воздуха 10—15°С, относительная влажность
75—90%, тепловлажностное отношение
процесса 8П=500—1500 ккал/кг летом и 0—
500 ккал/кг зимой. Это позволяет использовать
в обоих случаях одно и то же оборудование.
Анализ теплового и влажностного балансов
кондиционируемых помещений сыродельных
заводов и мясокомбинатов показал, что
основным процессом обработки воздуха в летнее
время является его охлаждение и осушение с
последующим подогревом. Однако при
неполной загрузке помещений продуктом
необходимо их охлаждение и увлажнение. Зимой в
загруженных помещениях основные процессы —
осушение'и нагревание воздуха, а в пустых —
нагревание и увлажнение. Таким образом,
кондиционер должен осуществлять
охлаждение, осушение, нагревание и увлажнение
воздуха.
На основе изучения зарубежных
конструкций и условий работы заводов выработаны
основные положения, которые были взяты за
основу при разработке кондиционеров.
Наилучшим является выполнение кондиционеров
в виде горизонтальных агрегатов,
располагаемых под потолком кондиционируемого
помещения на подвесках, стойках или
кронштейнах. Такое размещение исключает
необходимость выделения для них специальных
помещений, которые при использовании серийно
выпускаемых нашей промышленностью
форсуночных кондиционеров типа КД составляют по
объему до 10—15% от кондиционируемых
помещений.
Специально разработанные подвесные
кондиционеры имеют значительные
преимущества по весу, объему и потреблению
электроэнергии перед кондиционерами типа КД и КН.
Наиболее целесообразно применять
непосредственное охлаждение с использованием
для подогрева воздуха, где это возможно,
горячих паров холодильного агента высокого
давления. Для сыродельных заводов — это
фреоновые кондиционеры с автономной
холодильной машиной, а для мясокомбинатов —
аммиачные, работающие от центральной
аммиачной холодильной установки, либо
автономные фреоновые. На многих сыродельных
заводах, особенно небольших и размещенных
в глубинных пунктах, целесообразно
применять кондиционеры с рассольным
охлаждением и подогревом воздуха водяным паром или
горячей водой.
Установка на мясокомбинатах подвесных
кондиционеров непосредственного охлаждения,
работающих от центральной аммиачной
холодильной установки, позволяет по сравнению
с форсуночными кондиционерами с ледяной
водой:
уменьшить объем кондиционируемых
помещений примерно на 10%,
получить экономию в стоимости
строительства в связи с отказом от специальных
помещений для кондиционеров,
снизить затраты на холодильное
оборудование, поскольку не применяются рассольные
испарители и насосы,
сократить объем аппаратных помещений и
стоимость их строительства,
уменьшить примерно на 20% расход
электроэнергии на холодильную установку за счет
повышения температуры кипения на 5°С,
исключения и сокращения теплового
эквивалента работы соответственно насосов и
вентиляторов.
Преимущества непосредственного
охлаждения общеизвестны. Поэтому системы
кондиционирования воздуха с ледяной водой не
могут считаться современными.
Чтобы удовлетворить потребности мясной и
молочной промышленности, ВНИХИ при
участии Гипромолпрома и Гипромясо разработал
ряд кондиционеров в диапазоне от 4 до
40 тыс. м3/ч воздуха. Этот ряд учитывает
потребности как типовых сыродельных заводов
производительностью до 50 т молока,
перерабатываемого в сыр за смену, так и типовых
мясокомбинатов производительностью от 30
до 100 т мяса в смену.
В 1966 г. Одесским СКВ холодильного
машиностроения по техническому заданию
ВНИХИ был разработан технологический
фреоновый кондиционер КТ-6,3.
В 1967 г. Одесский завод холодильного
машиностроения изготовил опытный образец
этого кондиционера холодопроизводитель-*
ностью около 20000 ккал/ч. В настоящее вре-
2

мя его монтируют на Краеноборском
холодильнике (г. Смоленск) для
производственного испытания.
Во ВНИХИ в 1967 г. был разработан
технологический кондиционер КТР-13 холодопроиз-
водительностью около 35000 ккал/ч с
рассольным охлаждением. В 1967 г. было
изготовлено пять кондиционеров, которые
смонтированы на сыродельных заводах и
холодильниках в Опочке, Смоленске и Рыбинске. Пульты
автоматики сделаны на Опытном заводе
ВНИХИ.
В 1969 г. были испытаны два кондиционера
КТР-13 на Опочецком маслосырз аноде.
Результаты испытания показали совпадение
опытных и проектных данных, надежность
работы всего агрегата. Получена высокая
точность поддержания параметров воздуха в
камере: по температуре ±0,5°С и по
относительной влажности ±2%.
В 1968 г. во ВНИХИ были разработаны
рабочие чертежи рассольного технологического
кондиционера меньшей производительности
(КТР-7), а также технический проект
аммиачного технологического кондиционера
КТА-16 холодопроизводительностью около
50000 ккал/ч с непосредственным
охлаждением. Кондиционер рассчитан на включение в
обычную аммиачную насосно-циркуляционную
систему с температурой кипения —2°С. Он
предназначен для мясоперерабатывающих
цехов и сушилок колбас мясокомбинатов.
В дальнейшем предполагается использовать
аммиачные кондиционеры типа КТА для
автоматического поддержания температуры и
относительной влажности воздуха в
холодильных камерах, предназначенных для хранения
охлажденных продуктов (мясо, сыр, яйца,
фрукты). Однако их надо оборудовать
устройствами для автоматического оттаивания
воздухоохладителей.
Большое значение имеет равномерное
распределение воздуха по объему помещения. В
цехах переработки мяса это может быть
осуществлено обычным способом, а камеры
созревания сыра и сушилки колбас имеют
специфические особенности.
Наличие в камерах созревания сыра
сплошных горизонтальных стеллажей, в ряде
случаев заполняющих пространство до самого
потолка, предопределяет горизонтальное
распределение воздуха. Выбор оптимального
способа распределения воздуха должен
основываться на исследованиях моделей.
В технологическом исследовании процессов
кондиционирования воздуха на предприятиях
мясной и молочной промышленности имеется
много пробелов. До сих пор неясен вопрос о
тепло- и влаговыделениях сыра при его
созревании, о допустимых скоростях воздуха у его
поверхности. Исследования в этой области
должен проводить ВНИИ маслодельной и
сыродельной промышленности, в плане которого
до сих пор отсутствуют темы по
кондиционированию воздуха на сыродельных
заводах. Вопросы технологического
кондиционирования воздуха не входят также в тематику
ВНИИ мясной промышленности.
Необходимо отметить недостаточное
внимание, уделяемое проблеме кондиционирования
воздуха в сыродельной промышленности со
стороны Росглавмаслосырпрома, который
является наиболее заинтересованной в этом
вопросе организацией. В результате этого на
Краеноборском холодильнике недопустимо
затянулся монтаж фреонового кондиционера, что
задерживает организацию его серийного
производства на Одесском заводе холодильного
машиностроения.
Разработанные ВНИХИ кондиционеры до
сих пор не выпускаются серийно. Миннефте-
химмаш и Минстройдормаш должны
определить заводы-изготовители и быстрее наладить
производство этого крайне нужного
промышленности оборудования.
¦

Технологнческий кондиционер КТР-13 для сыродельной промышленности
Доктор техн. наук А. А. ГОГОЛИН, канд. техн. наук Е. М. АГАРЕВ,
С. Ф. БОГАТЫРЕВА, Л. Н. ТИХОМИРОВА
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Н. И. ШИТОВ
Опочецкий маслосырзавод
628.84
Кондиционер КТР-13, разработанный
ВНИХИ, предназначен для
кондиционирования воздуха в камерах созревания сыров на
сыродельных заводах с рассольной системой
охлаждения. Использование рассола
позволяет наиболее просто обслужить большинство
сыродельных заводов, особенно небольших,
расположенных в глубинных пунктах, где
трудно организовать эффективную
эксплуатацию фреонового оборудования.
Автоматизированный рассольный
кондиционер состоит из воздухообрабатывающего
агрегата, укомплектованного электродвигателем
и вентилятором, пульта автоматического
управления, регулирующих устройств с
исполнительными механиз1мами, рассольного насоса
с электродвигателем, рассольного фильтра и
запорной арматуры (рис. 1).
Техническая характеристика кондиционера
КТР-13
Производительность по воздуху, мг\ч . . 130С0
Холодопроизводительность*, ккал/ч, . . . 35000
Теплопроизводительность, ккал/ч .... 70000
Осушающая способность, кг/ч 13,0
Увлажняющая способность, кг/ч ..... 14,6
Поверхность, м2
воздухоохладителя 246
калорифера 82
Установленная мощность
электродвигателей, кет 10,3
насоса 2,8
вентилятора 7,5
Габаритные размеры, м
воздухообрабатывающего агрегата
длина 2,5
ширина 1,67
высота 1,6
пульта управления
длина 0,5
ширина 0,9
высота 2,0
Вес, кг
воздухообрабатывающего агрегата . . 2000
пульта управления 150
кондиционера (общий) 2150
* Температура рассола—2°С, воздуха 12°С,
влажность воздуха 70 °/с.
Кондиционер обрабатывает только
рециркуляционный воздух. Наружный воздух
поступает в камеру через приточную вентиляцию,
не входящую в (систему кондиционера.
Воздух из камеры засасывается в
воздухоохладитель кондиционера, где охлаждается и
осушается. Сконденсированная влага стекает
в поддон, установленный под
воздухоохладителем, а затем в канализацию. После
воздухоохладителя воздух проходит через калорифер,
где подогревается.
При необходимости воздух увлажняется
водяным паром, поступающим через
соленоидный клапан в нагнетательный воздуховод.
Обработанный воздух распределяется по камере
с помощью воздуховодов.
Кондиционер подключается к действующей
на предприятии центральной рассольной
системе с температурой рассола не выше —3°С.
Холодный рассол из центральной системы
через фильтр и трехходовой смесительный
клапан подается насосом в воздухоохладитель.
Часть отепленного в воздухоохладителе
рассола возвращается в центральную систему, а
часть через смесительный клапан смешивается
с холодным для поддержания перед
воздухоохладителем постоянной температуры
рассола —2°С.
Наличие насоса у кондиционера
обеспечивает хорошую циркуляцию рассола в
воздухоохладителе даже при слабом напоре в
рассольной системе.
Поступающий в воздухоохладитель рассол
очищается в отстойнике и фильтре. О
загрязненности фильтра можно судить по
показаниям манометров, установленных до и после
него.
В калорифер через регулирующий вентиль
. подается горячая вода или пар.
Воздухоохладитель
воздухообрабатывающего алрегата монтируется из трех стандартных
калориферов, состоящих из стальных трубок
диаметром 22X2 мм, на которые плотно
насажены ребра толщиной 0,55 мм с шагом 5,8 мм.
4

Для регулирования
температуры рассола, температуры и
. влажности воздуха
использованы релейно-импульсные
приборы РПИБ-С с жесткой
обратной связью.
Датчиками температуры
служат медные термометры
сопротивления градуировки 23.
Термометр TCM-XI 1,
измеряющий температуру рассола,
подаваемого в кондищионер,
расположен на трубопроводе
рассола, непосредственно за иасо-
сом. Термометр ТСМ-ХП 2,
измеряющий температуру
обрабатываемого 'воздуха,
установлен в потоке воздуха у
всасывающей стороны
.кондиционера.
Tra,„ 10 Заданное значение темиера-
Рис. 1. Автоматизированный рассольный кондиционер КТР-13: пжчгппя лоитлепживяетгя
1 — рассольный насос; 2 — пульт управления; 3 - датчик температуры; ТУРЫ Ра,°сола .поддерживается
4 — датчик влажности; 5 — воздухоохладитель; 6 — калорифер; 7 — трех- 'Путем смешения ХОЛОДНОГО рас-
ходовой смесительный клапан; 8 — рассольный фильтр; 9 — регулирующий СОЛ а, подаваемого ОТ ХОЛОДИЛЬ-
клапан; 10 — электромагнитный вентиль; // — вентилятор. НОЙ установки, С Отепленным,
возвращающимся из воздухо-
Шаг трубок в направлении движения воздуха
42,5 мм, (в направлении, перпендикулярном
движению воздуха, 60 мм. Калорифер
подогревателя выполнен так же, как и калорифер
воздухоохладителя.
Кондиционер монтируется на подставке или
подвешивается под потолком камеры.
Расстояние между боковой стенкой кондиционера
и стеной камеры должно быть не менее 0,8 м.
Со стороны всасывания © кондиционер
свободное пространство должно быть не менее 1 м
для беспрепятственного движения воздуха.
В' таблице сопоставлены показатели
кондиционера КТР-13 с выпускаемыми нашей
промышленностью кондиционерами типа КД
и КН.
Как видно из таблицы, кондиционер КТР-13
имеет значительные преимущества по
габаритным размерам, весу и по установленной
мощности электродвигателей.
Схема автоматики кондиционера КТР-13
(рис. 2) обеспечивает устойчивую его работу
при температуре 10—16°С и относительной
влажности 75—90%.
Автоматизировано поддержание
температуры рассола, подаваемого в воздухоохладитель,
температуры и влажности воздуха,
обрабатываемого кондиционером, а также управление
рассольным насосом и вентилятором
кондиционера.
охладителя кондиционера. Регулирующим
органом служит трехходовой смесительный
вентиль 3 с исполнительным механизмом
типа ПР.
Заданное значение температуры
кондиционируемого 'воздуха поддерживается путем
подачи большего или меньшего количества
горячей воды или пара в калориферную секцию
кондиционера. Регулирующим органом служат
моторный вентиль 4 с исполнительным
механизмом типа ПР.
Показатели
Производительность по
воздуху, м3/ч
Холодопроизводительность
(*n=12°C; <Рп=70%), ккал\ч
Мощность установленных
электродвигателей, кет . .
Габаритные размеры, м
длина
ширина
высота
Объем по габаритным
размерам, м3
Вес кондиционера, кг ... .
КТР-13
13000
35000*
10,3
2,5
1,67
1,6
7,6
2150
КН-15
КД-10
15000
36000**
17,3
2,93
1,98
3,27
19,0
2980
10000
24000**
14,0
8,1
1,96
2,15
34
3200
* Начальная температура рассола—2°С; **
начальная температура воды 2°С.
5

Трубопроводы
отепленный рассол-.
Рис. 2. Схема автоматики кондиционера КТР-13
Если воздух необходимо только охладить,
регулирование осуществляется с помощью
воздухоохладителя путем включения и
выключения насоса 5, подающего холодный рассол.
Заданное значение влажности
поддерживается или осушением воздуха в
воздухоохладителе, для чего в последний насосом
подается холодный рассол, или увлажнением паром,
подаваемым в форсунку увлажнителя через
соленоидный вентиль 6. Исполнительный
орган в первом случае — насос, во втором —
соленоидный вентиль.
Датчиком влажности 7 служит
электролитический датчик, разработанный Ивановским
институтом охраны труда совместно с Пром-
энерго.
Управление вентилятором автоматическое,
с центрального пульта. Вентилятор
сблокирован с насосом для подачи холодного рассола,
прошедшего через фильтр 8. При
неработающем вентиляторе насос включить нельзя. Это
необходимо для защиты поверхности
воздухоохладителя от выпадения инея.
Предусмотрены сигнализация аварийных режимов работы
кондиционера и защита электрических цепей
от перегрузок и короткого замыкания.
Схема автоматики обеспечивает как
автоматическое, так и ручное управление, для
чего имеются переключатели режимов работы и
ключи для ручного, управления.
п Электрическая схема питает-
J^l ся от трехфазной сети с
нулевым проводом. Напряжение
сети 380 в, частота 50 гц.
Систему следует включать в
автоматический режим при
небольших отклонениях значений
температуры и (влажности
воздуха в (кондиционируемом
помещении 9 от заданных во
избежание перегрузки
регулирующих приборов.
Параметры воздуха
в-кондиционируемом помещении,
близкие к заданным, достигаются
при предварительном ручном
управлении системой.
При ручном дистанционном
управлении переключатели
режима переводятся в положение
«дистанционное управление».
Конструктивно система
автоматического управления и
регулирования состоит из пульта
автоматического управления,
регулирующих органов с
исполнительными механизмами, а также датчиков
технологических параметров
кондиционируемого воздуха (температура, влажность) и
рассола (температура).
Регулирующие устройства и датчики
выпускаются промышленностью. Регулирующие
устройства монтируются непосредственно на
трубопроводах; датчики температуры и
влажности воздуха устанавливаются в центре
кондиционируемого помещения или в месте
входа воздуха в кондиционер на специальных
кронштейнах; датчик температуры рассола
помещается в гильзе, ввариваемой в
рассольный трубопровод непосредственно за
насосом.
Пульт автоматического управления состоит
из обогреваемого шкафа и приборов
автоматики. На передней панели шкафа размещены
автоматические регуляторы температуры и
влажности, переключатели режимов работы,
сигнальная аппаратура и таблички с
надписями. Внутри шкафа размещены панель
промежуточных реле, пускорегулирующая
аппаратура и панель клеммных колодок.
Шкаф устанавливают на бетонное
основание и крепят четырьмя фундаментными
болтами, при этом следят, чтобы передняя панель
была хорошо видна и доступна для
обслуживания.
В 1969 г. были проведены рабочие
испытания кондиционера КТР-13 на Опочецком мае-
лосырзаводе Псковского управления Роемо-
6

Рис. 3. Установка кондиционера КТР-13 с пультом
автоматики в камере созревания сыра Опочецкого масло-
сырзавода.
локо по программе, утвержденной
Министерством мясной и молочной промышленности
РСФСР.
Установка кондиционера КТР-13 с пультом
автоматики в камере созревания сыра
Опочецкого маслосырзавода дана на рис. 3.
Испытание проводили в пустой камере (без
стеллажей и сыра) объемом 3900 ж3. Влаго-
_выделения имитировали подачей .в помещение
пара, теплоприток — работой калорифера
второго кондиционера КТР-13. В июле 1969 г.
здесь же были проведены
междуведомственные испытания кондиционеро;В в камере,
загруженной на 30% российским сыром B00 г).
В процессе испытаний определяли
максимальную производительность кондиционера по
воздуху, при которой отсутствует срыв
конденсата с ребристой поверхности
воздухоохладителя, холодопроизводительность, тешюпроиз-
водительность, осушающую и увлажняющую
способности, мощность, потребляемую
вентилятором, динамический и статический напор в
нагнетательном воздуховоде.
ее
ю
п
\р,%
ои
70
naaK/vy\a/vv^
i
гз i<t
г
7 8
Рис. 4. Диаграмма изменения температуры (а) и
влажности (б) воздуха в камере при работе кондиционера
КТР-13 в режиме fn=15±0,5°C, фп=76±2%.
Характеристика КТР-13, полученная по
результатам испытаний, представлена ниже:
Температура, °С 10 12 16
Относительная влажность, в/о 75 77 85
Холодопроизводительность, тыс.ккал/ч 33 35 46,9
Теплопроизводительность, тыс. ккал/ч 77 77 77
Осушающая способность, кг/ч .... 12 14 39,0
Увлажняющая способность, кг/ч . . . 14,6 14,6 14,6
Статический напор, кг/м2 • 66 66, 66
Мощность, потребляемая
вентилятором, квтп 5,4 5,4 5,4
Относит ел ьния влажность воздуха в
пульте автоматики, »/0 43 43 43
Производительность по воздуху, мъ/ч 132001320013200
Точность поддержания регулируемых
параметров (рис. 4) составляла: температуры ±0,5°С,
влажности ±2%.
Испытания показали, что
автоматизированный кондиционер КТР-13 по всем основным
характеристикам (холодопроизводительность,
теплопроизводительность, осушающая и
увлажняющая способности, диапазоны и
точность поддержания режима) соответствует
техническим условиям.
Междуведомственная комиссия
рекомендовала к внедрению автоматизированные
кондиционеры КТР-13 на сыродельных заводах
молочной промышленности.
7

Теплостойкость клеевых соединений трубок кондиционеров
М. Д. МАХМУДОВ, доктор техн. наук, проф. Л. Д. МУСТЛФЛЕВ
Азербайджанский институт нефти и химии им. М. Азизбекова
628.84
Для соединения трубок и различных
деталей из меди, алюминия и других материалов
обычно применяют дорогостоящие припои,
изготовленные из дефицитных материалов.
Однако в ряде случаев они не удовлетворяют
требованиям герметичности, химической
стойкости, в связи с чем в ряде случаев получили
применение клеевые соединения [1—3].
Работниками Бакинского завода
кондиционеров и сотрудниками кафедры технологии
нефтяного и химического машиностроения
Азербайджанского института нефти и химии
им. М. Азизбекова были проведены
исследования в целях замены припоя клеем
специального состава [4, 5].
В статье приводятся результаты
экспериментальных исследований по определению
теплостойкости (предельной температуры
герметичности) клеевых соединений при различных
температурах и внутренних давлениях.
Исследовались соединения трубок
диаметром 10, 12, 14, 16, 18, 20, 30, 40 и 50 мм и
длиной шва /=7 мм из следующих металлов:
медь—медь (М2), алюминий—алюминий
(АМцМ), медь—алюминий, алюминий—сталь
(Ст. 10). Толщина клеевого слоя 90—110 мкм.
Для отвердения образцы выдерживали (при
150°С в течение 68 мин.
Перед испытанием система соединений
заполнялась воздухом под давлением,
контролируемым манометром.
Испытания проводили в воде:
три постоянных внутренних давлениях 5, 15,
23 и 33 кгс/см2 и изменяющейся температуре;
при постоянной температуре 20°С и
изменяющемся давлении от 80 до 250 кгс/см2.
Давление изменялось ступенчато с
выдержками по 5 мин. Температура повышалась со
скоростью 2°С в минуту с выдержками на
каждой ступени по 10 мин. О нарушении
герметичности в соединении судили по появлению
пузырьков в воде и по показаниям манометра.
Таким методом было испытано 740
соединений, в том числе на теплостойкость 560 и на
влияние давления 180 (каждый вариант
испытаний повторяли по 5 раз).
Результаты экспериментальных
исследований даны на рис. 1—3.
На рис. 1 показана зависимость предельной
12 щ16 16 го гг гч гб гз зо зг зч зв зв чо ч м 4$ w d,m
Рис. 1. Зависимость предельной температуры
герметичности ^Пр соединений медных трубок от их диаметра
при различных внутренних давлениях рвн.
температуры герметичности соединений
медных трубок от их диаметра.
Как видно из рис. 1, при сравнительно
высоких давлениях B3 и 33 кгс/см2)
теплостойкость меньше, чем при низких E и 15 кгс/см2).
Кроме того, предельная температура
герметичности для указанных давлений понижается с
увеличением диаметра соединения. При
температуре 100°С и давлении 5 кгс/см2
соединения нарушались только у трубок диаметром
18 мм и более, а при 15 кгс/см2 — у трубок
диаметром 14 мм и выше.
Во всех вариантах испытаний (за
исключением двух случаев при давлении 33 кгс/см2)
соединения медных трубок диаметром 10 мм
при 100°С не нарушались.
Теплостойкость соединений трубок из
других металлов носит такой же характер, как и
соединений медных трубок.
Такая же закономерность наблюдается на
рис. 2, где дана зависимость предельной
температуры герметичности от внутреннего
давления при различных диаметрах соединений
медных трубок.
Поскольку зависимость предельной
температуры от внутреннего давления и диаметра
соединения прямолинейна, общая их
взаимосвязь может быть выражена уравнением
tuv=A—apBH—bd,
где А, а, Ъ— коэффициенты; для медных
трубок можно принять А = 115, а = 0,3 и 6 = 0,75.
Зависимость предельной температуры
герметичности от внутреннего давления и
диаметра соединений трубок из других металлов
носит такой же характер.
8

35 рвн,кгфмг
Рис. 2. Зависимость предельной
температуры герметичности tnv соединений медных
трубок от внутреннего давления рВн при
разных диаметрах d.
Рис. 4. Устройство для испытания химической
стойкости образцов:
/ — медь; 2 — алюминий; 3 — сталь.
Исследования, проведенные при постоянной
температуре 20°С, показали, что наиболее
прочно соединение медных трубок диаметром
10 мм, которое выдерживает предельное
давление 250 кгс/см2 (рис. 3).
МО
ZZ0
zoo
180
160
по
120
80
А
VVV
\
\Y
/
г
,а
%
' \
V. \
А
л \
43
8 ю 1г
16 18 с[,мм
Рис. 3. Зависимость предельных
давлений /?Пр для соединений трубок:
медь — медь (а), алюминий —
алюминий (б), медь — алюминий (в) и
алюминий — сталь (г) от их
диаметра d при 20°С.
На рис. 3 кривые зависимости предельных
давлений от диаметра соединения трубок из
различных металлов почти совпадают с
кривой для соединения медных трубок. Это
свидетельствует о том, что предельное давление
зависит от диаметра соединения, но не
зависит от материала трубок (в пределах
изменения температуры и давления, принятых в
наших исследованиях).
Соединения трубок подвергли также
действию отрицательных температур. Образцы
соединений медных и алюминиевых трубок
диаметрами 10 и 20 мм заполняли воздухом при
избыточном давлении 25 кгс/см2 и
выдерживали при —5°С в течение 12 ч. Повреждений
обнаружено не было.
Проводили также исследования химической
стойкости компонента. Для этого изготовили
образцы испарителей из трубок различного
диаметра и материала: медь—медь и
алюминий—сталь. Образцы высушивали, вакууми-
ровали, заправляли ф|реоном-12 под
избыточным давлением 7 кгс/см2 при температуре
окружающей среды 35°С и относительной
влажности 40%, а затем проверяли течеискателем
ВАГТИ-4. Ежемесячная в течение года
проверка образцов на специальном устройстве
(рис. 4) показала их герметичность.
Выводы
Теплостойкость клеевых соединений трубок
из меди, алюминия и стали зависит от
внутреннего давления и диаметра соединения. С
увеличением этих параметров теплостойкость
снижается.
При постоянной температуре предельное
давление соединения уменьшается с
увеличением его диаметра.
2 Зак. 3039
9

Предельное давление (при прочих равных
условиях) почти не зависит от материала
трубок.
Примененный в качестве клеевого
соединения компонент химически стоек к фреону и
атмосферному воздуху.
ЛИТЕРАТУРА
1. Михалев И. И. и др. Технология склеивания
металлов. М., «Машиностроение», 1965.
2. X р у л е в В. М, Прочность и долговечность клеевых
соединений в строительных конструкциях. М., Гос-
стройиздат, 1961.
3. Клей и технология склеивания. Сборник статей под
редакцией Д. А. Кардашева. М., Оборонгиз, 1960.
4. Махмудов М. Д., Муста фа ев А. Д.
Склеивание медных и алюминиевых трубок
кондиционеров, «Холодильная техника», 1967, № 6.
5. Мустафаев А. Д., Махмудов М. Д. Проч
ность склеивания медных и алюминиевых трубок.
«Холодильная техника», 1968, № 3.
Исследование воздухоохладителя из алюминиевых трубок
— с накатными ребрами —
Канд. техн. наук В. Е. МИНИН
Высшее военное инженерно-техническое Краснознаменное училище
621.565.945.001.5
Воздухоохладители с теплообменной
поверхностью из круглых трубок с накатными
спиральными ребрами имеют ряд преимуществ:
идеальный контакт между ребрами и
несущими их трубками позволяет обходиться без
дорогостоящего припоя и повышает
устойчивость теплотехнических характеристик
воздухоохладителей при любых условиях
эксплуатации;
возможность механизации процесса
производства трубок с накатными ребрами резко
повышает производительность труда и
значительно снижает стоимость при массовом
производстве.
В результате предварительного сравнения
большого числа теплообменных аппаратов
нами был выбран воздухоохладитель со
следующими конструктивными характеристиками:
наружный диаметр трубок dH=12,5 мм;
диаметр оребрения d0p = 23,5 мм; средняя
толщина ребра 6р = 0,7 мм; шаг между ребрами Sp =
= 3,0 мм; поперечный шаг трубок Si =25 мм;
продольный шаг трубок 52 = 21,5 мм;
коэффициент оребрения C = 6,14.
Теплообменная поверхность изготовлена из
алюминиевых трубок с накатными
спиральными ребрами. Трубки расположены в
шахматном порядке — 8 рядов по ходу воздуха. В
одном ряду (по высоте теплообменника) —
10 трубок. Схема движения холодоносителя в
аппарате — перекреетно-противоточная
(каждый ряд трубок — один ход воды).
Фронтальное сечение аппарата для прохода
воздуха 260X260 мм; живое сечение по воде
/«? = 0,000628 м\ живое сечение по воздуху
/в=0,029 м2; площадь теплообменной
поверхности ^ = 5,08 м2.
Эксперименты проводили на установке, в
которой воздух циркулировал по замкнутой
схеме, охлаждался или охлаждался и
осушался в воздухоохладителе, после чего
последовательно проходил через каплеотделитель,
вентилятор, систему воздуховодов, электроиодо-
греватель и поступал снова в
воздухоохладитель. До входа в аппарат воздух при
необходимости увлажнялся паром низкого давления.
При работе воздухоохладителя в качестве
калорифера воздух забирался из атмосферы и
после обработки в аппарате вентилятором
удалялся в атмосферу.
Воздухоохладитель исследовался совместно
с каплеотделителем щелевого типа. Каждый
каплеулавливающий элемент, помещенный в
корпус каплеотделителя, состоит из двух
зигзагообразных металлических пластин с
поперечными относительно потока воздуха
щелями длиной 135 мм, расположенными в
коридорном порядке. Капли конденсата попадают
через щели в свободное пространство между
двумя пластинами, откуда они не могут
вырваться в поток воздуха и стекают в поддон,
из которого отсепарированная влага
отводится в измерительный сосуд.
Расход воды через воздухоохладитель
определяли весовым способом. Скорости воздуха
измеряли анемометрами: при у<6,0 м/сек
крыльчатым, при v>6ft м/сек — чашечным.
Статические давления воздуха и их перепа-
to

ды — микроманометром типа ММН и
дифференциальным манометром типа ДТ-50 (при
больших значениях давлений). Таким же
манометром определялись перепады статических
давлений воды ,в аппарате.
Температура воды и воздуха (по сухому и
мокрому термометру) измерялась медь-кон-
стантановыми термопарами с ценой деления
0,1°С, э.д.с термопар — лабораторным
потенциометром типа Р 306. Для работы с
потенциометром применялся зеркальный гальванометр
типа М-95.
Количество тепла определяли раздельно по
воздуху и воде, после чего проверяли
тепловой баланс.
Коэффициенты теплопередачи относили к
полной наружной поверхности
теплообменника F и среднелогарифмической разности
температур воздуха и воды.
Задачи экспериментального исследования
воздухоохладителя:
— получить расчетные зависимости по
тепло- и массообмену и сопротивлению: для
определения коэффициентов теплопередачи при
процессах нагревания воздуха kn, сухого
охлаждения k и охлаждения с одновременным
осушением kK (коэффициент явной
теплопередачи) ; коэффициентов влаговыпадения g;
аэродинамических сопротивлений при сухом Ар и
мокром Арп теплообмене, а также
гидравлических сопротивлений АН;
. — установить влияние массообмена на
теплообмен путем сравнения коэффициентов
теплопередачи, полученных при сухом
охлаждении воздуха и при одновременных процессах
тепло- и массообмена;
— определить влияние направления
теплового потока на величину коэффициента
теплопередачи;
— визуально изучить процессы охлаждения
воздуха с одновременным его осушением.
Было проведено 187 опытов, из них: при
нагревании воздуха 29, при сухом охлаждении
30 и при охлаждении с осушением 128. Опыты
выполнялись при весовых скоростях воздуха
в сжатом сечении теплообменника uy = 4,9;
6,8 и 8,9 кг/(м2 • сек) и скоростях воды в
трубках теплообменника и; =0,2; 0,6 и 1,1 м/сек.
Температура воздуха на входе в
теплообменник /н при процессах его охлаждения
поддерживалась равной 25—40°С. Температура
воды на входе в теплообменник twX в
большинстве случаев превышала 13°С и изменялась в
пределах 6,5—24СС.
2*
В результате обработки опытных данных
получены расчетные зависимости величин kH,
k, kHy g, Д/?об> Л/Vo, Арк.о и АН от влияющих
на них факторов.
Зависимости для определения
коэффициентов теплопередачи. При нагревании воздуха
Ан = 17,6(^тH'665^0,Ш, A)
при сухом охлаждении
k = \7A(vif№5w°'m. B),
Для получения зависимости коэффициента
явной теплопередачи kn при охлаждении
воздуха с осушением опытные точки,
сгруппированные при vy= const и oj=eonst, нанесены на
графики с координатами Т, kR, которые
приведены на рис. 1.
71 "Иа^Гш и | , | Z 1 1 1 1 I I I I I I II М 1 U ¦
Щ 0,5 1 I 3 4 5 6 7 8 Г
Рис. 1. Зависимость kH = f(T, w):
а — при 1>у = 4,9 кг/(м2 • сек); б — при vy^
= 6,8 кг/(м2- сек)\ в — при try = 8,9 кг/(м2-сек).
Анализ этих графических зависимостей
позволяет сделать вывод, что на величины
коэффициентов явной теплопередачи влияет
температурный параметр Г*, если его значение
выше 0,4.
* т Р lwl
* / = — температурный параметр,
предложи *р
женный Л. М. Зусмановичем и названный критерием
Mi (здесь /р — температура точки росы воздуха на
входе в воздухоохладитель).
it

Более строгий анализ показывает, что при
увеличении w влияние температурного
параметра на &я начинает сказываться при
меньших значениях Г. Границу между двумя
зонами, в одной из которых Т не влияет на &я, а в
другой — влияет, можно определять по
уравнению
Т = 0,282 гвГ0'1'28. C)
Для каждой из указанных зон будет
справедливо свое уравнение:
для зоны, где Г<0,282 до-0»128,
АЯ=15,6(^ТH,71^16; D)
для зоны, где 7>0,282 w-°*m,
кя = 15,3 (v Т)°'67 ^°'23 г-0'067--0'57. E)
Сравнение величин коэффициентов
теплопередачи испытанного теплообменника
позволяет сделать следующие выводы.
— Коэффициент теплопередачи при
нагревании воздуха kB незначительно (на 0,0—
9,0%) больше аналогичного коэффициента
при сухом охлаждении воздуха k, причем эта
разница непостоянна и уменьшается с
увеличением скорости воды. Можно полагать, что в
поверхностных водо-воздушных
теплообменниках отношение — при увеличении
скорости теплоносителей стремится к единице. Этот
вывод подтверждается также результатами
проведенных нами исследований
теплообменника, имеющего пластинчатое оребрение
трубок.
— Коэффициент явной теплопередачи кя
при охлаждении воздуха с выпадением
конденсата и незначительной интенсивности влаговы-
падения ( Г<0,282 сег-°>128) практически не
отличается от коэффициента теплопередачи при
сухом охлаждении k. Действительные
значения — в исследованном диапазоне из-
k
менений vy и w равны 0,95—1,03, что
находится в пределах точности эксперимента. При
Г>0,282 w~°>m отношение — может изме-
k
няться в большом диапазоне @,6—0,95).
Скорости воды в трубках теплообменника и
особенно весовая скорость воздуха оказывают
незначительное влияние на величину
относя
шения —.
k
Можно предположить, что уменьшение kR
с ростом Т связано с несколько искусственным
характером &я, так как при
охлаждении воздуха, сопровождающемся
конденсацией влаги, перепад температур в
металле и на внутренней поверхности трубок
пропорционален общему количеству тепла, а не
явному. Поскольку разность Qn—QH растет с
повышением значения ?, а последнее
увеличивается с ростом Т, то очевидно, что в этом
случае kK будет уменьшаться (см. рис. 1).
Таким образом, снижение &я при повышении
Т еще не свидетельствует о влиянии на
наружный теплообмен начального состояния
воздуха и температуры воды на входе в
воздухоохладитель.
Зависимости для определения
коэффициентов влаговыпадения. Опытные точки,
сгруппированные ори w = const, нанесены на графики
с координатами |, Т, которые приведены на
рис. 2. Граница между областью, где Т не
влияет на ?, и областью, в которой при
повышении температурного параметра g
увеличивается, определяется по уравнению
Т = 0,177 ш-°>424.
F)
Для области, в которой Т не влияет на ?,
5=1,25 ш°>036. G)
Для области, где 7>0,177 w-°>A2A,
1 = 2,13 w°>107 T°w-°>062w. (8)
Z 3 4 5 S 783t
Рис. 2. Зависимость ?=ф(Г):
а — при до=0,2 м/сек; б — при до=0,6 м/сек\ в — при
до=1,1 м/сек (условные обозначения см. на рис. 1).
12

Анализ графических зависимостей,
приведенных на рис. 2, позволяет сделать вывод, что
влияние Т на ? проявляется тем раньше, чем
больше значение до. При равных величинах Т
те значения | выше, которые соответствуют
большим скоростям воды в трубках
воздухоохладителя. Весовая скорость воздуха для
рассматриваемого типа поверхности в
исследованном диапазоне ее изменения
существенного влияния на | не оказывает.
Зависимости для определения
аэродинамического и гидравлического сопротивления
воздухоохладителя. Уравнения для расчета
аэродинамического сопротивления
теплообменника определены при нагревании воздуха, сухом
охлаждении и охлаждении с осушением
совместно для теплообменника и каплеотделителя
Д/?об и отдельно как для теплообменника
Д/?т.о, так и щелевого каплеотделителя Дрк.о.
Полученные уравнения имеют следующий вид:
я нагревания воздуха
Дро6 = 1,06(«ТI>53;
Л/>т.0 = 0,99(г>Т)М7;
Д/>к.о = 0,354 (Vf)h56;
я сухого охлаждения воздуха
Д/;06 = 1,6(х>ТI'42;
Д/'т.о = 1.44(^ТI'32;
Дрк.о.= 0,3(^ТI'57.
(9)
A0)
(И)
A2)
A3)
A4)
Для получения зависимостей
аэродинамического сопротивления воздухоохладителя с кап-
леотделителем при охлаждении воздуха с
осушением от влияющих на него факторов
опытные точки, сгруппированные при ау — 00118^
нанесены на рис. 3.
Анализ рис. 3 позволяет сделать вывод, что
на аэродинамическое сопротивление оказывает
влияние интенсивность выпадения влаги,
которая нами учитывается параметром Т. Это
влияние Т на Др0б обнаруживается лишь
только при Г<0,6. Указанная граница не является
строгой.
%30
: 0 trv<^
г ^г*<*^>^
Г1-1
oft ° °
О- '
• Л
К»—:
<!* J*
~ё~7\
Q.
S*—
—о-
г—-Л
_А
4*
с
iZ
1 Ш |
o-j—W-j-
*
1 |р) 1141II
Pfllllll
111 |щ|
lit
Для области, в которой Г>0,6,
Д^об = 7,81A;ТH'77;
Арх.о = 7,55(^Т)М5.
A5)
A6)
0.1
0,5
3 4 5 В 7 83Т
Рис. 3. Зависимость Ар0б=^>(Т, vy).
Для области, где Г<0,6, справедливы
уравнения
А роб = 12,9 (V ТH'565 Т0'5-°'0*И; A7)
Дрт.0 = 12,2(^ТH'504 г0'57'0411'7. A8)
Аэродинамическое сопротивление щелевого
каплеотделителя при охлаждении воздуха с
осушением мало зависит от интенсивности
выпадения капель конденсата и практически не
отличается от величины аэродинамического
сопротивления при сухом охлаждении
воздуха.
Величины гидравлического сопротивления
Д# испытанного теплообменника можно
определить по уравнению
ДЯ = 2,38 шЧ
Визуальные наблюдения за процессами
конденсации водяных паров из паровоздушной
смеси проводили при установившихся тепло-
влажностных режимах на ребрах первого и
последнего рядов трубок воздухоохладителя.
Поверхность ребер в каждый момент
времени покрыта каплями различных размеров —
от мельчайших и трудно различимых до
значительных (диаметр превышает несколько
миллиметров). Капли малых диаметров
постепенно увеличиваются, объединяются с
соседними каплями (этот процесс роста занимает
несколько минут) и стекают вниз. Движение
отдельных капель начинается при
неодинаковых размерах.
Движущаяся по ребру капля захватывает
по пути мелкие капли, очищая поверхность
ребра от конденсата. На очищенном от
конденсата ребре появляются новые мелкие
капли и т. д.
В нижней части каждой трубки
наблюдается зависание капель. Наибольшее количество
влаги зависает на ребрах нижних трубок, а
также между их рядами. Зависшие на ребрах
капли под воздействием потока воздуха
вибрируют и тем больше, чем выше скорость
потока.
Вынос капель потоком воздуха из
теплообменника начинается при иу>4,0 кг)[(м2-сек).
При fly—4,0 срыв капель наблюдается
только с нижних рядов трубок. Наиболее мелкие
капли с потоком воздуха достигают
каплеотделителя (расстояние от теплообменника до
каплеотделителя ~100 мм), а более крупные
13

падают, не долетев до него. Рабочей является
нижняя, примерно 74, часть каплеотделителя.
Верх каплеотделителя остается сухим.
При г;у=^5,0 в сжатом сечении
теплообменника примерно 7г часть каплеотделителя
снизу покрыта каплями. Появляются капли и в
верхней части каплеотделителя, куда они
передвигаются по верхним стенкам кожухов
теплообменника и каплеотделителя. Когда ау>7,0,
каплеотделитель покрывается конденсатом на
3Д высоты.
Мелкие капли конденсата, попадая на
каплеотделитель, прилипают к каплеулавливаю-
Вагонное депо ст. Подмосковная
Московской железной дороги осуществляет
эксплуатацию и ремонт 21-ваго1Нных рефрижераторных
поездов, 12-вагонных рефрижераторных
секций, а также техническое обслуживание
автономных рефрижераторных вагонов.
Длительный опыт эксплуатации
рефрижераторного подвижного состава показывает, что
для его совершенствования важное значение
имеют установление требований "к
моторесурсу и надежности машинного оборудования,
обоснование периодичности и объемов
ремонта, разработка норм расхода холодильных
агентов, топлива, масла и других
материалов.
Для решения этих вопросов в первую
очередь необходим детальный анализ
использования холодильных и дизель-генераторных
установок за длительный период эксплуатации.
Такой анализ целесообразно проводить с
применением вероятностных методов, изучающих
массовые, многократно повторяющиеся
явления, в которых изменения обусловлены
влиянием большого числа факторов.
Поэтому при определении степени
использования дизель-генераторных и холодильных
установок 12-1вагонных секций и 21-вагонных
поездов были проанализированы
статистические данные об их работе с последующей
математической обработкой указанными
методами.
щим элементам, а крупные капли, попадая на
эти элементы, потоком воздуха сгоняются в
поперечные щели. На мелкие капли попадают
более крупные, они объединяются и вместе
двигаются к щелям каплеулавливающих
элементов, захватывая на своем пути другие
мелкие капли.
Установлено, что вынос конденсата из
каплеотделителя начинается при весовой скорости
воздуха в сжатом сечении теплообменника
большей, чем 12 /сг/(ж2 • сек), что
соответствует 5,1 кг/\(м2 • сек) в набегающем потоке
перед каплеотделителем.
629.1—444
Использование оборудования 12-вагонных
секций определяли за период с 1962 по 1967 гг.
для секций, введенных в эксплуатацию в
1959—1960 гг., и за период с 1965 по 1967 гг.
для секций, введенных в эксплуатацию в
1964 г. За каждый год указанного периода
были определены часы работы
дизель-генераторных и холодильных установок
(компрессоров ступени н. д. и в. д.), при этом для
получения более точных результатов в анализ не
включали секции, которые в отдельные годы
находились в заводском ремонте.
На основании этих данных для каждого
года рассматриваемого периода было построено
опытное распределение часов работы каждого
агрегата. Для обобщения опытных данных
строили теоретические кривые распределения,
ординаты которых рассчитывали с
использованием уравнения нормального закона
<?(х) = —±—гв ъ ,
а]/2ти
где х — значение признака (значение
годового числа часов работы отдельного
агрегата оборудования);
х — средняя арифметическая значений
признака (средняя арифметическая
значений годового числа часов
работы) ;
Использование оборудования рефрижераторного подвижного состава
Л. Д. ШТЕЙНБЕРГ
Институт транспортных проблем при Госплане СССР
А. А. УЛЬЯШКИН, Б. П. КРАЙНОВ
Рефрижераторное вагонное депо ст. Подмосковная Московской ж. д.
14

я, е — постоянные (я = 3,14; в=2,718);
а — среднее квадратическое отклонение,
определяемое выражением
где п — общее число случаев (число
однородных агрегатов:
дизель-генераторных установок, компрессоров
ступени н.д. и в.д.).
Ординаты кривых нормального
распределения, т. е. теоретическое число случаев (я^),
определяли по формуле
п'х = п А х ср (х),
где Ал: — интервал вариационного ряда (ряда
распределения).
При построении теоретических и опытных
кривых распределения по оси абсцисс
откладывали интервалы значений признака
(интервалы часов), а по оси ординат — частости, т. е.
отношения числа случаев в интервалах к
общему числу случаев.
Степень тождественности опытных и
теоретических кривых оценивали вероятностью
Р(%2), значения которой для заданных
условий содержатся в курсах математической
статистики,
пх
где х2 — критерий согласия;
пх — ордината опытной кривой.
В результате было установлено, что с
увеличением времени эксплуатации годовое число
часов работы оборудования непрерывно
возрастает.
На рис. 1 показаны теоретические кривые
распределения числа часов работы
дизель-генераторных и холодильных установок в 1962 и
1967 гг. для секций, введенных в
эксплуатацию в 1959—1960 гг.
Если в 1962 г. годовое число часов .работы
основной массы дизель-генераторных
установок находилось в интервале 500—800 ч, то в
1967 г. — 800—1200 ч. Для компрессоров
ступени н.д. и в.д. интервалы часов работы
основной массы этих агрегатов соответственно
составили: в 1962 г. — 500—800 и 300—500 ч,
в 1967 г. — 700—1000 и 500—700 ч.
Увеличение годового числа часов работы
оборудования объясняется, главным образом,
улучшением использования рефрижераторного
подвижного состава и некоторым ухудшением
теплотехнических качеств ограждения
грузовых вагонов.
Относительно малое число часов работы
оборудования в течение года и, следовательно,
весьма низкие коэффициенты использования
рабочего времени объясняются рядом
факторов, определяемых спецификой перевозок
скоропортящихся грузов. К их числу относятся:
значительный пробег в порожнем состоянии,
когда оборудование не работает, сокращение
объемов (перевозок в зимний и весенний
периоды года и необходимость содержания парка в
резерве, небольшая тепловая нагрузка при
перевозке грузов по большей части сети
железных дорог, когда установленная мощность и
холодопроизводительность не используются.
Приведенное на рис. 2 распределение
усредненного годового числа часов работы дизель-
генераторных и холодильных установок (за
6 лет) может быть использовано при
установлении объемов ремонта этих установок и. при
разработке (норм расхода холодильных
агентов, топлива, масла и других материалов.
Теоретическое распределение числа часов
работы дизель-генераторных и холодильных
установок за 6 лет (рис. 3) позволяет
определить требования к моторесурсу оборудования,
установленного на 12-вагонных секциях.
В настоящее время ремонт
рефрижераторного подвижного состава проводится в
следующие сроки: деповской — через год и
заводской — через 6 лет эксплуатации.
Следовательно, оборудование, установленное на
12-вагонных секциях, должно иметь моторесурс,
который соответствовал бы шестилетнему периоду
эксплуатации.
Поэтому моторесурс дизель-генераторных
установок должен быть ^6000 ч,
компрессоров ступени н.д. ^5500-4-6000 ч, компрессоров
ступени в. д. 5*3500-7-4000 ч.
Определение износов и установление сроков
службы дизель-генераторных и холодильных
установок представляет самостоятельную
задачу. Однако на основе полученных результатов
и анализа объемов ремонта этих установок
можно утверждать, что компрессоры ступени
н.д. и в.д., установленные на 12-вагонных
секциях, не удовлетворяют требованиям к
моторесурсу, так как, например, уже через 2 года
эксплуатации необходим ремонт коленчатых
валов, что обычно должно выполняться при
капитальном ремонте.
Поскольку 21-вагонные поезда и 12-вагонные
секции оборудованы однотипными
дизель-генераторными и холодильными установками,
требования к моторесурсу, сформулированные
выше, будут приемлемы и для установок 21-ва-
гонных поездов.
Ухудшение теплоизоляционных качеств
ограждений рефрижераторных вагонов
приводит к увеличению степени использования обо-
15

ОА
щ
и
lldlli I
4
\Ш\
1 1
700 Ш 900
1100 1200 C00 1400
!уА
1 У
1 L
\ 1
[/
г\
\
А
\
\
Г
Ч7/
[
^
\
4
/
-
200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 Чаш
6
Рис. 1. Распределение годового числа часов работы дизель-генераторных и холодильных
установок в 1962 и 1967 гг.:
а — дизель-генераторные установки: 1 — 1962 г„ Ъ=6,68-102, а= ± 1,086-102, Р(%2) =0,7674;
2 — 1967 г., *=9,78-102, а = ±1,75-102, Р(%2) = 0,Ш1_ б — холодильные установки: / и
// — компреоюры ступени в. д. и н. д.; / — 1962 г., *=3,9-102, а=±1,2-10^, Р(%2) =0,6274;
2 _ 1967 г., *=5,98-102, a=±l,53-102, Я(х2) = 0,5757; 3 — 1962 г., a:=6,8- 102, а =
«=±1,36-102, Я(х2)=0,6228; 4 — 1967 г., х=9,0. 102, а=±1,7-102, Р(%2) =0,9131.
Jtf[
0.2
0.1 \
к /
•
/
z
77
//J
VJ
ZOO 400 600 800
а
woo то то то
Z00 400
W00 Часы
600 800
/Г
Рис. 2. Распределение усредненного годового числа часов работы
дизель-генераторных (а) и холодильных (б) установок:
I и II — компрессоры ступени в. д. и н. д.; / — #=8,28 • 102, о*=_±1,87-102,
/>(Х2) =0,7464; 2 — #=5,03-102, 0=±1,67.1О2, Р(х2)=0,7674; 3 — х=7,70.102,
a=±l,48.102, P(к2) =0,850.
вд
I Щ
I
г
_L
/
i/
л
Пу*
3
^
4200 4400 4600 4800
5200 5400 5600 5800 6000 6200
О
2000 1400 Z800 3200 3600 4000 4400 4800 5200 5600 Часы
Рис. 3. Распределение числа часов работы дизель-генераторных (а) и холодильных (б) установок за
шестилетний период эксплуатации: __
/ и // — компрессоры ступени в. д. и н. д.; 1 — х=5,1Ы03, а=±0,424-103, Р(%2) =0,6914; 2 — x=3,06-103,
a=±0,5.103, Р(%2) =0,5182; 3 — х=4,91 • 103, о-±0,458 • 103, Р(%2) =0,8273.

рудования. При этом возникают трудности,
связанные с соблюдением температурных
режимов перевозки, а также возрастают затраты
на эксплуатацию и ремонт 12-вагонных
секций. Между тем при выполнении заводского
ремонта таких вагонов *не 'производится про-
Шумовые характеристики герметичных
холодильных компрессоров относятся к числу
главных показателей их качества [1].
Теоретических и экспериментальных работ
по борьбе с шумом герметичных компрессоров
очень мало [2—4]. За рубежом меры борьбы
с шумом разрабатываются одновременно с
созданием новых конструкций компрессоров и
отражаются, как правило, лишь в патентной
литературе [5—8]. Наиболее полно теория
борьбы с шумом разработана в строительной
акустике [9—14], но применять ее для герме-
'тичных компрессоров в виду специфики их
работы не всегда возможно, необходима
экспериментальная проверка ее положений.
Шум компрессора — результат излучения
звуковых колебаний поверхностью его кожуха.
Передаются звуковые колебания от источника
их образования на стенки кожуха по
механическим связям и через газовую среду в
кожухе. Снижение передаваемых колебаний
достигается улучшением качества внутренней
виброизоляции (при механической передаче) и
звукоизолирующей способности кожуха (при
передаче через газовую среду). При жестком
креплении собственно компрессора в кожухе
они передаются на кожух почти без
ослабления. Как показали исследования [15],
благодаря кожуху шум компрессора снижается более
чем на 20 дбА.
Звукоизолирующая способность R любого
ограждения, в том числе кожуха компрессора,
зависит от материала, формы, размеров,
условий закрепления по краям. Учесть их влияние
не всегда возможно, поэтому расчет обычно
ведется по упрощенным методикам [10, 13, 16].
верки коэффициента теплопередачи.
Необходимо ускорить разработку научно
обоснованных нормативов для восстановления
изотермичное™ кузова с обязательной проверкой
коэффициента теплопередачи после
ремонта.
534.84.001.5:621.57.041 —213.4
Наибольшее распространение получил
метод расчета по формуле, отражающей закон
массы:
/? = 10lg[l + (-^-cos6'Jl, A)
L W Pep wp / J
где co=2jt/ — круговая частота падающей на
ограждение звуковой волны,
\/сек (/ — частота, гц)\
т = рб — масса единицы поверхности
ограждения, кг*сек2/м3
(р—плотность материала, кг*сек2/мА, б—
толщина ограждения, м);
Рср — плотность среды, кг • сек2/м*;
Сср — скорость распространения
звуковой волны, м/сек;
Q — угол падения звуковой волны
на ограждение, град.
Из формулы A) видно, что
звукоизолирующая способность R ограждения при
увеличении его массы т и круговой частоты со
падающей на него звуковой волны возрастает, а
при увеличении волнового сопротивления
газовой среды рсрСср, через которую
передаются звуковые колебания, падает.
Звуковое поле в кожухе в результате
частичного отражения звуков от стенок
приближается к диффузному, в связи с чем
звукоизолирующая способность кожуха будет' ниже
рассчитанной по закону массы (в среднем
приблизительно на 5 дб [10]). Поэтому
звукоизолирующая способность кожуха,
заполненного воздухом, рассчитывается по формуле
R=20 lg Gf—47,5, B)
где G — вес единицы поверхности стенок
кожуха, кг/м2.
Исследование звукоизолирующей способности
кожухов герметичных компрессоров
В. А. ТИХОМИРОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
3 Зак. 3039
17

Средняя звукоизолирующая способность R
кожуха, вес единицы поверхности которого
менее 100 кг/м2, в этом случае определяется
по формуле Славина [13]:
?=13,5 1gG+13. C)
Вследствие возрастания шума внутри
кожуха при отражении звуков от его стенок
действительная звукоизолирующая способность #д
кожуха будет ниже рассчитанной по
формулам B, 3) на величину AL, зависящую от
коэффициента звукопоглощения а стенок
кожуха [13, 17]:
М=\0 lga.
Для металлических кожухов с гладкими
стенками AL в среднем составляет 15—20 дб
[13, 17].
Звукоизолирующая способность кожуха
ухудшается в полосах частот, близких к
частоте собственных колебаний (при резонансе), и
к частоте, при которой длина изгибных волн в
стенках кожуха становится соизмеримой с
длиной падающих на них звуковых волн
(граничная частота). Рассчитать эти частоты
можно лишь условно, рассматривая кожух как
комплекс отдельных простых элементов
(пластинок, колец и др.)» что приводит к большим
погрешностям в расчетах. В связи с этим они
обычно определяются экспериментально.
Значительное колебание звукоизолирующей
способности кожуха происходит при
образовании в нем стоячих волн (совпадении
размеров кожуха и длины полуволны). В этом
случае на частоте
/=.
"Ср
2ZW
она снижается, а на частоте
/=
'Ср
4Д<
k
D)
E)
повышается.
Здесь / — частота стоячей волны, гц;
DKOm — диаметр кожуха, м;
i — целое число A, 2, ...);
k — нечетное целое число C, 5, ...).
Частота стоячей волны в кожухе,
заполненном воздухом или фреоном, и граничная
частота (с внутренней стороны кожуха)
пропорциональны скорости звука в этих средах.
В связи с тем, что на практике применяют
стальные и алюминиевые кожухи, влияние
материала, толщины стенок и внутренней
газовой среды на звукоизолирующую способность
кожуха герметичного компрессора определяли
при испытании стальных и алюминиевых (без
покрытий) кожухов сферической формы,
заполненных воздухом и фреонами-12 и 22.
Внутренний диаметр кожуха 282 мм,
поверхность 0,25 м2, толщина стенок от 0,7 до 2,5 мм
(толщина стенок стальных кожухов серийных
компрессоров 1,5—4 мм). Испытывали по два
кожуха с одинаковой толщиной стенок.
Кожухи изготовляли вытяжкой на токарном
станке в виде двух одинаковых полусфер и
соединяли их винтами через отбортованные
фланцы. Сопрягаемые поверхности фланцев
притирали. Места сопряжения, а также
винтовые соединения после сборки (при испытании
кожухов, заполненных фреонами) заливали
эпоксидной смолой.
Характеристики испытанных кожухов
приведены в табл. 1.
Таблица 1
Материал
кожуха
Вес
полусф
еры с
фланцами, кг
1-й кожух
1
о
2-й кожух
1
2
Средний
X >•¦;
ииы пове
енок кож}
S о
° О ъ\
з ;
н >,
<и ы
сх,о
U к
Сталь Ст.Ю
2,65 |
1,63!
1 ,i8 i
2,72| 2,73 2,70 | 2,7о| 19,б| 2,5
1,68! 1,64 1,641 l,65|ll,8 | 1,5
1,20| 1,18 1,17 | 1,1S| 8,5 | 1,1
0,82 I 0,82| 0,80| 0,831 0,821 5,8 | 0,7
Алюминий | о,86] 0,831 0,851 0,84! 0,841 6,0 1 2,3
АД-1 | 0,541 0,54| 0,55|:,0,5б| 0,5б| 3,9 | 1,5
Примечание: среднюю толщину стенок кожуха
принимали пропорциональной его весу.
Источник шума подвешивали на растяжках
из капроновой нити внутри кожуха в центре
устанавливаемого между фланцами кольца.
Поверхности кольца были предварительно
притерты.
Кожух, в свою очередь, подвешивали на
тонкой капроновой нити в середине
заглушённой камеры [18] (расстояние между центром
кожуха и звукоотражающим полом 25 см).
Температуру в камере и газовой среды в
кожухе во время испытаний поддерживали в
пределах 20—22°С.
Микрофон располагали в восьми точках на
измерительной полусферической поверхности
с радиусом 1,0 м. Измерения в каждой точке
проводили не менее 3 раз. Шум внутри
кожуха измеряли с помощью 72-дюймового
микрофона типа 4134, вводившегося в кожух через
резиновую муфту.
Шум внутри кожуха и шум источника
измеряли в одних и тех же точках по осям х, у, 2

при нормальном и перевернутом положениях
источника.
Уровень звуковой мощности Lv находили из
уравнения
LP=L+10 lgS,
где i _ средний уровень звукового
давления на измерительной
поверхности, дб;
S — площадь измерительной
поверхности, м2.
Звукометрический тракт состоял из
прецизионной аппаратуры фирмы Брюль и Къер
(Дания), а звукоизлучающий — из капсулы
динамика 10 ГРД-5 (источник шума),
работающей от генератора белого шума NK<j-*
(ГДР) через 50-ваттный усилитель LV-101
(ГДР).
Действительную звукоизолирующую
способность #д кожуха (без учета возрастания
шума в нем) определяли по разности уровней
звуковой мощности источника шума Lv ист в
свободном состоянии и в кожухе Ьри0ж'
J\ji=Lp ист L'P КОЖ»
а затем учитывали величину М снижения
звукоизолирующей способности в результате
частичного отражения звуков стенками кожуха:
где ?вн _ уровень звукового давления на
внутренней поверхности стенок
кожуха (г=0,14 ж), дб;
LIICT — уровень звукового давления ^
источника шума на сферической
измерительной поверхности (г=
= 0,14 м), дб.
Испытания показали, что из-за отражения
звуков от стенок шум в кожухе возрастает
(рис. 1) в среднем "приблизительно на 20 дб,
т. е. а=10-~2 (это близко к общепринятым
значениям [13, 17]), а по частотным слагающим на
10—30 дб.
Вследствие образования стоячих волн
звуковое поле в кожухе оказалось
неравномерным, оно имело повышенные уровни в
полосах со средними частотами 630, 1250, 2500 гц
(расчетные по формуле D) частоты — 610,
1220 и 2440 гц).
По форме звуковое поле в кожухе имело
вид эллипсоида вращения (рис. 1, а),
направленного по оси излучателя. Разница уровней
на его полуосях составляла около 10 дб. При
этом по глубине кожуха средние уровни шума
изменялись не более чем на ±1,5 дб.
Несмотря на такую значительную направленность
шума внутри кожуха, образуемое им звуковое
з*
Рис. 1. Возрастание шума внутри кожуха:
а — по общему уровню; б — по частотным слагающим;
у — звуковое поле динамика вне кожуха; 2 — звуковое
поле динамика в кожухе; X, Л места измерения
шума.
поле в окружающей среде весьма равномерно
и по форме близко к сферическому.
Средняя действительная звукоизолирующая
способность 7? кожуха составляла почти
25 дб, а средняя звукоизолирующая
способность R с учетом возрастания шума в
кожухе — 45 дб (рис. 2). Полученные
экспериментальное значения как по общему уровню, так
и по частотным слагающим в области низких
и средних частот значительно превышали
расчетные по формулам B, 3). Первый провал в
частотной характеристике звукоизолирующей
способности кожуха (кривая 2) в полосе со
средней частотой 800 гц образуется при
резонансе падающей на кожух звуковой волны и
собственных колебаний кожуха и вследствие
этого повышении звукового излучения кожуха.
Испытания на вибрационном столе показали,
что резонанс возникает на частоте 760 гц. Вто-
19

Яи/?дмо~
. ВО
DU
TV
ои
си
1П
1U
П
*^i"^ \2 /ГА IJ 1
^Ч. \У\\ \\^тЛ \~Т\ L^ri
—! ^tx иШШ Г РпЯ
+ 1Шт-ЩШ м'ч
—J !>н*РЧгМ те п%и*я
* П г м MmJ/I N *
Ш Ш Ш Ш пцнУи
L-J cJ fed Ы гчй^Ч
d1W'i I'l'i'i 1
Среднегеометрическая частота Лттабной полосы, щ
Рис. 2. Звукоизолирующая способность кожуха:
1 ¦—" ^Д^^Р ИСТ ^р КОЖ» 'Ь —" А33 (^р ИСТ -Ьр КОЖ/ "Г
(LBH—LHCT); 5 — /?=201gG/—47,5; 4 — Я по ори-
ближенному графическому способу.
рой провал (та же кривая 2) вызывается
влиянием граничной частоты.
В 1968 г. автором и инженером лаборатории
борьбы с шумом НИИстройфизики М. А. По-
роженко были .проведены по такой же
методике испытания кожухов герметичных
компрессоров различных форм и размеров (табл. 2):
цилиндрических эллипсного сечения ФГ
0,14-1B) конструкции ВНИХИ—КБП, K4N
завода Калеке (ЧССР) и G2Vs фирмы «Юни-
те Герметик» (Франция), цилиндрического
круглого сечения PW4,5K9 фирмы «Данфоо»
(Дания), дискообразного AR-43 фирмы «Те-
кумсе» (США), прямоугольного К-12 завода
ЗИЛ. Толщина стенок кожухов 2,5—3,5 мм.
Кожухи имели различные ребра жесткости.
Во фланцевых разъемных соединениях
устанавливались резиновые прокладки.
Марка компрессора
ФГ0,14~1 B) ....
K4N
G21/*
PW4.5K9
?AR-43
К-12

Номинальная холо-
допроиз-
водитель-
ность ком"
прессора
(при /ns—15,
tK =30°С),
ккал\ч
140
150
150
150
450
140
Т
абл и ца 2
Габаритные размеры
кожуха, мм
длина
215
179
167
165
248
226
ширина
149
120
150
165
158
156
высота
187 s
176 1
183 1
180
248
129
Помехи в камере во время испытаний
вследствие небольшой мощности источника шума
снижались до допустимых пределов с частоты
500 гц. Измерения со спектрами проводили в
четырех точках вокруг кожуха.
Действительная звукоизолирующая спосоо-
ность кожухов приведена в табл. 3 и на рис. 3.
Табл и ца 3
Марка компрессора
ФГ0Д4-1 B)
K4N
i 02 i/r
i PW4,5K9
AR-43
К-12
Средняя дгйствитель-|
ная звукоизолирующая
_ способность 1
[ /?д ] кожуха
дб дбА
21
20
22
23
21
21
24
26
27
24
24
24
Средний уровень и характер частотной
характеристики звукоизолирующей способности
кожухов указанных герметичных
компрессоров близки к испытанным сферическим
макетам.
Испытания стальных и алюминиевых
кожухов с разной толщиной стенок показали, что
среднее значение звухоизолирующей
способности растет пропорционально поверхностному
весу кожуха G (рис. 4, а), а характер ее
частотной характеристики практически не
меняется (рис. 4, б).
Полученные результаты оказались
близкими к расчетным. Следовательно, изменение
средней звукоизолирующей способности
стальных и алюминиевых кожухов достаточно
точно можно вычислить по уравнению
Д R = 13,5 lg ^- = 13,5 lgJ- = 13,5 JgA F)
где yi и у2 — удельный вес материала первого
и второго кожухов с одинаковой
толщиной стенок, кг/м*.
i0
/0
i0
и
500
^
S»
'J
^о
'_и
\
ajfe*
1
<^>
s>
чэ
1000
7~?
^
^
*м
>^i
Л'"
г
5
о,
«S
^п
>-:
гооо
4?
^м
^
S
<-\}
;3
V*
СП
^
>-:
*>о
\\
>
/
<*-
Л.
^
СП
<^>
с>
кз
+"
{
Г
с>
с>
cvC j
«2
/
8000
"^
^
s>
s>
•о
с>
cS
**Л
^|
1|
Среднегеометрическая частота Уз-оптаЬнои полоецгц
Рис. 3. Звукоизолирующая способность кожухов
герметичных компрессоров:
/ — ФГ0,14~1B); 2 — G2l/8; 3 — PW4,5K9;
4 — AR-43; 5 — К-12.
20

Щ,Д5
ИI I г" Г
8 9 10
12
16 18 20 0,кг/мг
вд,Д5
40
30
го
w
р
/
zoo
092
009
S
to
1
1
1250
1600
1
Й8Ж
2500
3150
1
5000
6300
т
%
10000
1Z500 |
/Ш7
\ 00002
Рис. 4. Влияние материала и
толщины стенок кожуха на его
звукоизолирующую способность:
а — по общему уровню; б — по
частотным слагающим; О, О» А, ? —
стальные кожухи с толщиной стенок
соответственно 2,5; 1,5; 1,1 и 0,7 мм;
А, ф — алюминиевые кожухи с
толщиной стенок соответственно 2,3 и
1,5 мм.
Среднегеометрическая частота Уз'ОнтаЬной. полосы, г и.
МдДб
-10
5р,кгс!см2
МдАб
40
о 'T>^4^-L,^_ —— —
~т——Н ——|—р^Н^^
I Г5г"
60 80 Ю0
Z00 300 400 рС,кесен/м3
*д,Дб
50
?0
30
го
w
I
I
200
]%
Г/
Щ
г5
1
ft
v/i
У/Ь
«о
i
-*——
ь
Г3
,
|1
000?
2500
l
3150
5000
1
)
10000
5N1
щ
1
гоооо
Среднегеометрическая частота ^з-октаЬнои полосы ги
в
Рис. 5. Влияние давления фреона на
звукоизолирующую способность
кожуха:
а, б — по общему уровню; в — по
частотным слагающим; давление фрео-
на-12 1 кгс/см2 — Q; 2 кгс/см2 — Л;
3 кгс/см2 — 0^5 кгс/см2 — ?;
давление фреона-22 1 кгс/см2 -— ф;
2 кгс/см2 — А ; 3 кгс/см2 — ф;
5 кгс/см2 — ¦.
21

Испытания показали, что в компрессорах,
где влияние рабочих органов и динамических
процессов в газовых трактах доведено до
минимума (например, в компрессорах домашних
холодильников), увеличение толщины стенок
кожуха является одним из наиболее
эффективных способов борьбы с шумом.
Для того чтобы звукоизолирующая
способность алюминиевого кожуха была такой же,
как и стального, толщина его стенок должна
быть обратно пропорциональна удельным
весам материалов.
Приведенные результаты испытаний-
характерны для кожухов, заполненных воздухом.
Сравнительные испытания кожуха,
заполненного воздухом и фреонами-12 и 22, при
атмосферном давлении (давление измеряли
образцовым манометром класса 0,6 с
пределами 0—6 кгс/см2, трубку к ^манометру
изолировали тонким слоем поролона) показали, что
его действительная звукоизолирующая
способность при заполнении фреоном меньше почти
на 4 дб, а первый провал в ее частотной
характеристике расположен в зоне более низких
частот (рис. 5). Такие изменения в
характеристике звукоизолирующей способности
кожуха соответствуют расчетным по формулам
A—3). В первом случае они произошли в
результате изменения волнового сопротивления
среды рсрСср, во втором — скорости звука Сср.
Некоторое расширение провала в области
граничной частоты происходит в результате
снижения граничной частоты со стороны фреона.
Влияние давления фреона на
звукоизолирующую способность кожуха определяли при
давлениях 1, 2, 3 и 5 кгс/см2. Перед
заполнением фреоном кожух несколько раз вакууми-
ровали (остаточное давление 10—20 ммрт.ст,)
и продували фреоном.
Как показали испытания, при повышении
давления фреона средняя звукоизолирующая
способность кожуха уменьшается
пропорционально логарифму отношения давлений или
волновых сопротивлений фреона (рис. 5, а, б)
на величину
Pi ?i Сх
Характер частотной характеристики
звукоизолирующей способности при этом остается
неизменным (рис. 5, в).
Выводы
1. Звукоизолирующая способность кожуха
герметичного компрессора и ее слагающие в
зоне низких и средних частот значительно
превышают расчетные значения.
2. Шум в кожухе в результате частичного
отражения звуков от его стенок возрастает
почти на 20 дб, а его частотные слагающие в
результате образования в кожухе стоячих
волн — на 10—30 дб. Максимальное
возрастание шума в кожухе происходит при
совпадении длины полуволны и размеров кожуха.
3. Влияние материала и толщины стенок
кожуха на его звукоизолирующую способность
определяется уравнением F), а влияние
давления фреона — уравнением G).
Характер частотных слагающих
звукоизолирующей способности кожуха от материала и
толщины стенок не зависит.
Звукоизолирующая способность кожуха,
заполненного фреоном до атмосферного
давления, на 4 дб ниже, чем кожуха, заполненного
воздухом.
4. Направленность излучения источника
шума на шумовые характеристики кожуха
влияния не оказывает.
ЛИТЕРАТУРА
1. Якобсон В. Б. Основные показатели качества
малых холодильных компрессоров. «Холодильная
техника», 1966, № 10.
2. Тихомиров В. А., Якобсон В. Б., Шпринг-
м а н В. Г\ Шум и вибрации малых холодильных
агрегатов. «Холодильная техника», 1962, № 3.
3. Тихомиров В. А. Шум и вибрации малых
холодильных машин. М., Госторгиздат, 1962.
4. Т и х о м и р о в В. А. Исследование шума
герметичных компрессоров. «Холодильная техника», 1966,
№ 12.
5. Патенты:
США — Кл. 230—232, № 3, 066.857, 1960; № 3.
147.914, 1962; № 3.155.312, 1961; № 3. 187.995, 1962.
Англия — Кл. 8 [1], [F04c], № 923.759, 1961; кл. FIN,
[F04c], № 958.199, 1963.
* ФРГ — Кл. 17а, 19, № 954.603, 1956; кл. 17а, 3/01,
[F2551, № 1.129.513, 1960; кл. 17а, 1/04, [F25b],
№1.210.441, 1964; кл. 27Ь, 3, [F04c], № 1.134.791,
1959.
6. «Metal Prod Manufaci», 1959, Vol. 16, № 6.
7. «Air Cond. and Refr. News», August 12, 1963; July 26,
1965.
8. Якобсон В. Б. Малые холодильные компрессоры.
М., НИИмаш, 1967.
9. Скучик Е. Основы акустики. М., Изд-во иностр.
лит., 1959.
10. Юдин Е. Я. Борьба с шумом. М., Стройиздат,
1964.
• 11. Осипов Г. Л. Шумы и звукоизоляция. М.,
Стройиздат, 1967.
12. Заборов В. И. Теория звукоизоляции
ограждающих конструкций. М., Стройиздат, 1962.
13. Славин И. И. Производственный шум и борьба
с ним. М., Профиздат, 1955.
22

14. Методические указания по расчету звукоизоляции
однослойных ограждений от воздушного шума.
Челябинск, 1963.
15. Тихомиров В. А. и др. Отчеты ВНИХИ, 1964—
1968.
16. В era nek Z. Noise Reduction. New York, Mc Graw
Hill. Book, 1960.
17. Ю ди н Е.Я., Осипов Г. А. и др.
Звукопоглощающие и звукоизоляционные материалы. М., Строй-
издат, 1966.
18. Тихомиров В. А. Новый стенд ВНИХИ для
исследования шума малых холодильных машин.
«Холодильная техника», 1966, № 8.
Расчет капиллярных трубок для фреонов-12 и 22
Канд. техн. наук Б. С. ВЕЙНБЕРГ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
62—213.34.001.24:621.564.25
Расчет капиллярных трубок сложен и
требует учета многих факторов. Поэтому широкое
распространение получили графики и
номограммы. В настоящей статье использованы
номограммы1, переработанные автором и
пересчитанные в метрическую систему мер.
Приведенные ниже номограммы построены
для холодильной машины, работающей в
установившемся тепловом режиме. Указаний о
расчете капиллярных трубок при цикличной
работе в литературе нет. Поэтому можно лишь
рекомендовать рассчитывать капиллярную
трубку при цикличной работе исходя из
предположения, что жидкость через трубку
протекает только во время рабочей части цикла, а
температура и давление в любой точке и хо-
лодопроизводительность машины неизменны
и равны средним эффективным значениям за
время рабочей части цикла.
При среднем тепло-притоке к
охлаждаемому объекту QCp ккал/ч и коэффициенте
рабочего времени b эффективная холодопроизводи-
тельность (развиваемая только за время
рабочей части цикла) равна
Таким образом, если бы фреон протекал
непрерывно с той же интенсивностью, трубка в
пропустить в — раз
состоянии была бы
больше фреона, чем требуется при цикличной
работе.
На рис. 1 приведена схема холодильной
машины с капиллярной трубкой и рабочий цикл
в *, lgp-диаграмме с обозначением давлений
и температур в узловых точках.
1 ASHRAE Guide and Data Book. Fundamentals and
Equipment for 1965 and 1966, pp. 737—741.
Рис. 1. Схема холодильной машины с капиллярной
трубкой (а); процесс в i, \g р-диаграмме с подводом к трубке
переохлажденной жидкости (б); то же, с подводом
парожидкостной смеси (в).
Давление ргш при входе в трубку может
быть ниже давления конденсации рк из-за
потери напора в конденсаторе и жидкостном
трубопроводе. Этому давлению соответствует
температура насыщения Wh. Истинная
температура фреона при входе в трубку ^кп либо
равна ^1кп.н (перед трубкой насыщенная жидкость
или смесь пара с жидкостью), либо ниже ее
(перед трубкой переохлажденная жидкость).
Из общей длины трубки L часть I
припаивается ко всасывающей трубе, образуя
теплообменник.
Давление на выходе из трубки р2кп в
большинстве случаев выше давления кипения /?о,
23

если истечение из трубки происходит с
критической скоростью
Фреон протекает по трубке с большой
скоростью и давление в ней постепенно
снижается. Наиболее быстро оно падает в конце
трубки.
Температура фреона в начале трубки
снижается из-за теплоотдачи в окружающую
среду. Далее фреон охлаждается в
теплообменнике. В конце трубки температура снижается
вследствие изменения состояния фреона
(переход через пограничную кривую в область
влажного пара).
Фреон протекает по капиллярной трубке в
течение короткого времени, менее одной
секунды. Поэтому в конце трубки, где скорость
особенно высока, состояние фреона может быть
термодинамически неравновесным: понижение
температуры парожидкостной смеси отстает
от соответствующего снижения давления.^
Изменение режима работы холодильной
машины (температуры окружающего воздуха,
теплопритока, уставки приборов и т. п.)
вызывает рост или снижение /о, ^к, Qcp, Qa и by
что, в свою очередь, требует
соответствующего изменения пропускной способности
капиллярной трубки. Однако осуществить это
невозможно. В результате фреон либо
накапливается в конденсаторе, л*ибо пар прорывается из
конденсатора в капиллярную трубку.
В связи с этим размеры трубки L, dBB и
длину теплообменника / рекомендуется выбирать
по приведенным ниже номограммам между
значениями, полученными при расчетных и
крайних условиях.
Окончательно размеры трубки
корректируются опытным путем. Холодильная машина ис-
пытывается в широком диапазоне внешних
условий с различными, близкими к расчетным,
капиллярными трубками и с соответствующим
каждой из них оптимальным заполнением
машины фреоном.
Во избежание чрезмерного накопления
фреона в конденсаторе внутренний объем его
делают возможно малым (уменьшают диаметр
труб конденсатора). По мере накопления
жидкости в конденсаторе давление в нем растет и
количество фреона, протекающего через
трубку, возрастает.
Предварительное определение размеров
трубки. Ориентировочно капиллярную трубку
подбирают по рис. 2. По холодопроизводи-
тельности Qo или весовой производительности
Ga компрессора, работающего на фреоне-12
или 22, можно определить наиболее удовлет-
G-r, нй/ч
200
100
80
60
40
30
го
ю
8
в
¦
3
Фреон-ЕЕг-,
- 8000 И
_ bUUU f~
//7/7/7 L
- 3000 Ь
2000 L
С
L
woo L
Rflf) U-
OUU Г~
BOO Ь-
4/7/7 L
?/7/7 L
OUU f
?nn L
fj
Г WO - L
0+
**4J/
0,6 0,6
T-ML
>n
fk
$#
4f
^6
^
4J>*
i4 &
<\/?»
m?
W'
J^f
to
15
В
2,02,53,01
^Фреон-12
H чооо I
J чппп
-J OUUU _J
q LUUU 
J УТ/7/7 1
d IDUU J
J //7/7/7 J
J onn H
4 OUU
4 600 J
J A/7/7 A
q "UU
J wn
-j OUU J
J ?ПП А
~J LUU n
q 100 -
J jQff J
H 80 ~
q so
M
\Оа,нг/ч
\100
\80
\bo
Uo
\30
Ш
\w
r
r
u
r
\z
ка-
Рис. 2. График для предварительного подбора
пиллярной трубки при i1Kn = 46,rC и /?о^РкР;
фреона-22: *„=64,5°С; рк = 21,5 кгс/см2; ?0 =
= 37,7 ккал/кг;
фрео!на-12: /К=51,5°С; р„=12,8 кгс/см2; q0=
=28,5 ккал/кг.
для
для
ворительное сочетание длины L и внутреннего
диаметра йъп капиллярной трубки. Так,
например, при использовании фреона-12 и при Qo==
= 200 ккал/ч или Ga = 7 кг/ч (точки А, В и С
на рис. 2) можно выбрать любой из
вариантов трубок: внутренний диаметр dBH, равный
0,7, 0,8 или 0,9 мм, длина L соответственно
0,86, 1,9 или 3,35 м.
Выбор оптимального варианта определяется
геометрическими размерами агрегата и
технологическими соображениями.
График построен для условий, приведенных
в подрисуночной подписи. Чем больше
отклоняются условия от указанных, тем большую
погрешность дает расчет по рис. 2.
Капиллярные трубки, для которых построен
рис. 2, не имеют теплообменника. Давление в
испарителе должно быть ниже критического.
Уточненный расчет при /?0<РкР.
Уточненный расчет производится по заданному
значению /?1кп и состоянию жидкости при входе з
трубку (переохлаждение или смесь жидкости
с паром) последовательно с помощью рис. 3, а
и 3, б. Первый из них построен для трубки с
dBU= 1,625 мм, L = 2030 мм и ^= —-=1250
(относительная длина); второй служит для
перерасчета трубок других размеров.
24

Ga, м/ч
SO
50
JO
го
15
10
в
6
5
3
1.5
и
Л j
Stfft
m
I v^
Л№/\
ж
SjT
\4
ь/
a
П
^
b,
0,
Я»
_L ,w
^x
1,5
15 PiHn,K8C/CM2
i ¦ I
-го -io о io го
30 40 50 60 70 Щ-12
, , , Ъш>°С,
<p f=
^ F
w L
<? E
6 Ё
4 J-
? La
1
t? В
/5 С
io F
/?J? 1
' t
/7/7 L-
#4 П
/H Ci
# p
"^K
/7//7L-
|ef|8
ЖЦ
/4^ />
Шаш
dz^yr
а*лйл?
J I-1 1
TjpspgJ I Mill
Ч^Ы^*
/Tpsiyr
Гн-Л/г
4^^i4j^
гШ^Щ^
Ш
/Ичг№
ткШж
1шг]чЬ
>4гйгШ
-yQv^ONC^
шш>Н
i/M^IUS
tQTKJnTtn'
№ЗчШ
ЙЩКн
-30
-го
-ю
10 го 30 40 50 ф-22
0,3 Ц* 0,6 0,8 1,0
1,5 2
5
8 L,m
Рис. 3. Графики для расчета капиллярных трубок на фреонах-;12 и 22 при Ро^Рк?-
а — зависимость расхода ог давления и состояния жидкости при входе; <iBH=l,625 мм; L = 2030 мм;
Л= 1250; б — зависимость относительного коэффициента расхода капиллярных трубок ф от dBH и ?.
На рис. 3, а приведена зависимость расхода
Ga фреонов-12 и 22 от давления р\ки и
состояния жидкости при входе в трубку:
переохлаждения Д*1кп = *1кп.н — ^1кп°С или содержания
пара в весовых % от общего расхода фреона
л*1КП. Чем больше переохлаждение, тем
дальше по длине трубки начинается
парообразование и тем значительнее расход фреона; чем
больше пара содержится во фреоне при входе
в трубку, тем меньше весовой расход фреона.
Расход фреона через капиллярную трубку
других размеров отличается от найденного по
рис. 3, а. Он изменяется примерно
пропорционально площади сечения трубки
(пропорционально квадрату внутреннего диаметра) и
обратно пропорционально корню квадратному
из относительной ее длины:
,0,5
.2,5
,0,5
Для определения расхода фреона в
капиллярной трубке заданных размеров следует
расход, определенный по рис. 3, а, умножить на
относительный коэффициент расхода ср,
найденный по рис. 3, б.
Так, например, при одинаковых состояниях
фреона при входе и достаточно низком
давлении на выходе трубки диаметром 0,8; 1,0 и
1,2 мм-, длиной соответственно 1,25; 4,4 и 9,5 м
будут иметь одинаковую пропускную
способность (точки К, М и N на рис. 3, б). Трубка,
для которой построен рис. 3, а, пропускает
32 кг/ч фреона-12 (точка D на рис. 3, а) с
параметрами перед трубкой Риш^Ю кгс/см2,
/1К1Г.Н=4ГС и /iKn = 36°C (переохлаждение
5°С). Коэффициент ср для всех выбранных
трубок равен 0,2, следовательно, расход фреона-12
будет 6,4 кг/ч.
Допустим, что состояние фреона перед
входом в трубку изменилось при постоянном
значении р\К11 и расход снизился до 3,6 кг. Так
как коэффициент ф не изменился, то расход
по рис. 3, а должен быть уменьшен до 18 кг/ч.
Это соответствует прорыву пара в количестве
10% или Хцш=0,1 (точка Е на рис. 3, а).
4 Зак. 3039
25

Длину трубки при заданных dBH и Ga также
подбирают по рис. 3, а и 3, б.
Пусть для условий точки D на рис. 3, а в
трубке диаметром 2 мм расход должен быть
равен 40 кг/ч. Следовательно, значение ф
должно составить 1,25. При dBH=2 мм такой
коэффициент расхода будет у трубки длиной
4,1 м (точка Р на рис. 3, б).
Определение критического давления рКр.
Если давление и состояние жидкости при
входе в капиллярную трубку определенного
типоразмера заданы, то с понижением давления
на выходе расход увеличивается. При
некотором значении /?Кр, называемом «критическим»,
расход стабилизируется и дальнейшее
понижение давления на выходе практически не
приводит к росту расхода. Критическая
скорость истечения парожидкостнои смеси на
выходе из капиллярной трубки высока — 20—
50 м/сек и зависит не только от давления и
состояния фреона у входного отверстия
трубки, но и от ее относительной длины.
Величину критического давления на выходе
из капиллярной трубки рассчитывают по рис.4.
Номограмма с достаточным приближением
может применяться для фреонов-12 и 22.
рнр, км/см*
14
'О
10
Q
О
7
6
н
? t)
7 П
L,U
15
1,0
0,9
пя
и,о
П7
0,6
0,5
пи
[},Ч
0,3
0,Z5
02
* ми§м
^
—i
—
\
ft
\\
V
\\
\,
ЛМ%/
/ /
/ /
/ /
/,
//
/ У
*
yJyL
1
\\ro
ч\\р
V\\K
Nkv
№
1 \\
IN
Y4
4Kk
HV4
,f{
\ш
kN\i\k
ч\\Чм\
#M
L^W
IK4V$
Ш
ш^
\joJW I
w
Й
F№
\h
к
III j\
\
1
1 II 1
1 '
t гёл
V
A/
Ш
ш
s^
1\ns
iv
КЛ
P\N
N>
\
4
Ш
Щ
№J
^
кч>
\\
k\
fc\
hs
\
1,0 1,5 2,0 2,5 3 4 5 6 7 8 910 15рт,нгс/см2
Вис. 4. Номограмма для определения критического
давления на выходе из капиллярной трубки (фреоны-12 и
22).
Порядок расчета приведен на номограмме.
Задавшись давлением при входе в трубку
Р1кп, проводят вертикальную линию до
пересечения с линией, определяющей состояние
фреона на входе. Точка пересечения дает значение
рКр для трубки с относительной длиной Х=
= 1250 (в примере на рис. 4 — точка Я с
ркр = 3,85 кгс/см2). Для трубок с иной
относительной длиной вводится поправка. В примере
при Я=2000 значение ркр = 3,15 кгс/см2.
Если ро<ркр, то дальнейшее снижение
давления происходит за капиллярной трубкой.
Повышение давления на входе в трубку при
неизменных Д/цш или х{КП вызывает
повышение /?Кр и увеличение расхода Ga и
критической скорости истечения.
Удлинение трубки при прочих равных
условиях приводит к снижению рКр и Ga, но к
увеличению критической скорости в связи со
значительным ростом удельного объема при
истечении.
Примерный расчет с помощью /, lgp-диаг-
раммы для фреона-12 при piKn=12,4 кгс/см2,
Wh=50°C, dBH= 1,625 мм и отсутствии
теплообмена с окружающей средой при изоэнталь-
пическом процессе в трубке показывает
следующее.
Для трубки длиной L = 2030 мм (Я,= 1250):
Состояние при входе . . д/1кп=20°с AtiKn==0°C ^Ikii^0,2
Критическое давление
(абсолютное) Ркр,н kzcjcm2 5,0 4,3 3,8
Температура насыщения
t , °С 15 Ю 6
кр. н'
Расход Ga, кг\ч 55 30 18,5
Паросодержание на вы-
ходе*/ ОД 0,27 0,45
2кп
Удельный объем на
выходе ? , л\кг 4,2 11,5 21,5
Критическая скорость
истечения w м{сек . . 31 46 56
Для трубки того же диаметра при A?iKn =
= 0°С:
Относительная длина X . . 200 1250 5000
Длина трубки L, мм. . . 325 2030 8125
Критическое
давление(абсолютное) р , кгс\см% 6,8 4,3 2,2
Температура насыщения
t VC 26 10 -10
кр.н
Расход Ga, кг\ч 54 30 15
Паросодержание на
выходе хп 0,18 0,27 0,37
2кп
Удельный объем на
выходе vn , л\кг .... 5 11,5 29
2кп '
Критическая скорость
истечения те>кр, м/сек . . 36 46 58
При давлении в испарителе, большем
критического Оо>Ркр), фреон будет выходить из
капиллярной трубки со скоростью более
низкой, чем критическая, соответственно расход
будет ниже определенного по рис. 3, а и 3, б.
Величина расхода зависит от того, какую долю
26

9
0,8
Ч
/74
50 20 10 5 &а,кг/ч
Ьто>% й iO lb гО 25 30 35 40 45 50
вя
ом
0,6
0,0
Рис. 5. Поправочный коэффициент \|)
для определения расхода при р2кп>РкР.
о z 4 в 8 W ш ft 16 18 го ггдтмм
L_J I I I I I I I t^J LJ 1 1
0 Z 4 В 8 10 1Zft 1Б 18 20 2Z2tutT0M;L
Рис. 6. Номограмма для расчета степени охлаждения
жидкости в теплообменнике.
я от расчетного перепада давлении р1кп—
рКр составляет истинный перепад давлений в
трубке р!кп—Р2кп,
Ртп—/>кр
При ро>Ркр расчет также ведут по рис. 3, а и
3, б, но полученный результат умножают на
поправочный коэффициент г|э по рис. 5.
Расчет теплообменника. Теплообменник,
выполненный в виде припаянных друг к другу
капиллярной и всасывающей трубок,
представляет собой противоточный теплообменный
аппарат, в котором поверхность теплоотдачи со
стороны пара больше, а коэффициент
теплоотдачи меньше, чем со стороны жидкости. В
связи с этим в расчете в качестве
характерной величины, определяющей интенсивность
теплообмена, выбран диаметр всасывающей
трубки DBH.
Понижение температуры жидкости, если
она при входе не содержит пара (*1кп = 0),
определяется по рис. 6, на котором показан
пример расчета.
В расчет по номограмме последовательно
вводятся: ?>вн, фреон-12 или 22, Ga, /, 0То =
— Что. ж Что. п»
В нашем примере DBU = 5 мм, фреон-12, Ga =
= 10 кг/ч, / = 0,8 м, еТ0 = 25°С. Ответ: фреон
охлаждается на А/то. Ж=10°С.
Найденное по номограмме на рис. 6
понижение температуры жидкого фреона в
теплообменнике Д/То. ж=что. ж—^2то. ж прибавляется к
величине переохлаждения, наблюдаемой в
действительности при входе в трубку. Иными
словами, расчет по рис. 3, а и 3, б производят
в предположении, что на входе в трубку
переохлаждение больше истинного на величину
Д^то. ж и что парообразование вследствие
дросселирования начинается после
теплообменника (считая по ходу жидкости).
Снижение давления при протекании жидкого
фреона без парообразования.
Парообразование начинается в сечении капиллярной трубки,
в котором понижающееся давление
становится равным давлению насыщения при
температуре жидкости в данном сечении.
Ю
S
9
О
14
КЗ
1Й
ПЙ
ОЙ
пи
А х
W
/ п
А у
'\ А
И/
/ /
\ А /
и
К/
Т7г?1
ш
ИЛ
Ш
Yv
\k
л_1
—А. Д_
ш
у X
АД
$ V
Vv
/ У
А /V /г/
\А
VI
W
IX
ш
У А
А/у
ЛЛ
У
у L
/ /
АА
ша
1 А \А
И/
А У\А
\ А У
УУУ\
ш\
ш
2 3 * 6 8 10 20 30 НО 60 80100
Рис. 7. График для определения падения давления
на 1 м длины капиллярной трубки при протекании
жидкости без парообразования.
4*
27

До этого сечения течение жидкого фреона
подчиняется обычным законам гидравлики, а
падение давления пропорционально длине
пути жидкости.
Падение давления на единицу длины
капиллярной трубки для случая, когда коэффициент
сопротивления трения обратно
пропорционален Re0'25, будет пропорционально Ga'75 и
обратно пропорционально din5 (рис. 7).
Номограмма на рис. 7 может быть
использована для приближенных расчетов. Падение
давления у фреона-22 на 5—10% выше, чем у
фреона-12.
Исследование температурных полей встроенных электродвигателей
холодильных компрессоров
Г. И. ШЕВЧУК
Одесский политехнический институт
Тепловые режимы встроенных
электродвигателей герметичных и бессальниковых
компрессоров значительно отличаются от тепловых
режимов обычных электродвигателей
общепромышленного назначения. Встроенные
электродвигатели охлаждаются парообразным
фреоном, количество и теплофизические свойства
которого изменяются в зависимости от режима
работы холодильной установки. Компрессор и
электродвигатель имеют общие вал, корпус и
подшипник. Это приводит к их взаимному
тепловому влиянию. Кроме того,
электродвигатель взаимодействует со смазочным маслом,
циркулирующим в системе. Наконец,
температуры компрессора и электродвигателя зависят
от теплообмена с окружающей средой [1—4].
В лаборатории малых холодильных машин
ЗНИХИ в 1966—1968 гг. проведены
исследования температурных полей встроенных
электродвигателей компрессоров с синхронной
скоростью вращения 1500 об/мин: опытного
четырехцилиндрового бессальникового
ФУБС12М, герметичного ФГ2,8 (с
вертикальным валом и двумя горизонтально
расположенными цилиндрами), разработанных
ВНИИхо-лодмашем и изготовленных
Мелитопольским заводом им. 30-летия ВЛКСМ
(ФУБС12М) и московским заводом «Искра»
(ФГ2,8), а также двухцилиндрового
бессальникового MRH2-0760-TPD (в дальнейшем для
краткости обозначается МН2) фирмы «Копе-
ленд», США [5, 6].
Обмотка электродвигателя АПВ-52-4ф ком-
Л. Е. МЕДОВАР, канд. техн. наук В. Б. ЯКОБСОН
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
621.313:621.57.041
прессора ФУБС12М и АПВ2-31-4ф
компрессора ФГ2,8 выполнена обмоточным проводом
ПЭЛБО, а электродвигателя
бессальникового компрессора МН2, близкого по размерам
к отечественному АПВ2-41-4ф, — проводом с
изоляцией типа винифлекс.
Опытный компрессор ФУБС12М отличается
от серийного ФУБС12 в основном способом
охлаждения встроенного электродвигателя
всасываемым фреоном. В серийном
компрессоре ФУБС12 и компрессоре МН2, так же как и
в компрессоре ФГ2,8, всасываемый фреон
проходит через электродвигатель по каналу
между ротором и статором и по специальным
каналам вокруг статора (рис. 1). В опытном
компрессоре ФУБС12М всасываемый фреон
направляется только по каналу между
ротором и статором. Как показали испытания [7,
8], такой способ охлаждения двигателя более
эффективен.
На рис. 2 даны результаты испытаний
компрессора ФУБС12 на фреонах-12 и 22 с
открытыми и закрытыми каналами вокруг
статора [8].
Изменение организации потока фреона через
электродвигатель позволило - существенно
улучшить его охлаждение и снизить
температуру обмотки при работе на фреоне-12 на
16—20°С, а при работе на фреоне-22 — на 20—
35°С. Подобные результаты были получены и
при аналогичных испытаниях компрессоров
ФГ2,8 и МН2.
28

Рис. 1. Схема распределения потока всасываемого
фреона в бессальииковых компрессорах ФУБС12 и
МН2 (а) и расположение термопар в компрессоре
ФУБС12М (б):
1 — канал в блок-картере; 2 — канал между
статором и корпусом; 3 — канал между статором и
ротором; 4 — уровень масла; 5 — фильтр; X —
термопара.
*ебм> У
80
60
40
го
\
4VV
Ч-,
\,
>/ |
<2
-35 15 -#" -5 t0,°C
Рис. 2. Изменение температуры обмотки
встроенного электродвигателя
компрессора ФУБС12 при открытом / и
закрытом 2 каналах между статором и кор.
лусом (*„ = 30°С):
фреон-! 2; фрео,н-22.
Производительность компрессоров при
пропускании потока фреона только по каналу
между ротором и статором практически не
изменилась.
В испытанных машинах применялись
электродвигатели с повышенным пусковым
моментом и соответственно с увеличенными
габаритными размерами. При использовании
электродвигателей с меньшими габаритными
размерами (например, в случаях разгрузки
компрессора при пуске) гидравлическое сопротивление
канала между ротором и статором может
привести к уменьшению холодапроиэводителыю-
сти компрессора. Во избежание этого по
каналу должно быть пропущено наибольшее
количество фреона, при котором падение
давления будет меньше допустимого. Остальное
количество фреона может быть направлено по
каналу вокруг статора. Влиянием этого
количества фреона на температуру обмотки, как
показывают расчеты, можно пренебречь.
С учетом результатов, полученных при
испытаниях, статор электродвигателя опытного
компрессора ФУБС12М был запрессован
непосредственно в корпус (рис. 1, б), а в
компрессорах МН2 и ФГ2,8 были закрыты каналы
вокруг статора.
Исследование температурных полей
встроенных электродвигателей проводили на
калориметрическом стенде при испытании
компрессоров по обычной методике. Среднюю
температуру обмотки статора определяли методом
сопротивления.
Локальные температуры обмотки статора,
фреона и масла измеряли медь-константано-
выми термопарами с погрешностью до 0,5°С.
Расположение термопар в электродвигателе
компрессора ФУБС12М показано на рис. 1, б.
Испытания показали, что характер
распределения температур обмотки и фреона во всех
режимах работы на фреонах-12 и 22 одинаков
для всех компрессоров. Температура обмотки
изменяется по длине электродвигателя
практически линейно. Минимальная температура
наблюдается в лобовой части обмотки со
стороны входа фреона в электродвигатель,
максимальная — в лобовой части на выходе (со
стороны компрессора). Разность между
максимальными и минимальными значениями
температуры зависит от режима работы и
увеличивается с понижением температуры кипения.
Температура фреона вдоль оси
электродвигателя изменяется по кусочно-линейному закону.
В качестве примера на рис. 3 показано
изменение температур обмотки статора и
фреона-12 вдоль оси электродвигателя компрессора
ФУБС12М при работе его в номинальном
режиме (*<>=—15°С, гк = 30°С, *км1 = 1б°С). По-
29

а\
30
2,9
W
х
/о U 0 0
уроф о р
ж
&_-. _ _ ? л
5 U о u v
С) 2_0 У
** Sffi^
LObM.Gp
Ч5трш
08
06
+-о
—<
U-X
¦V-
/
JL
*
т
-л!<—
**&
э
зР
—Л
-X-
о
-4
-и—
i
Т"
.Д-
р
—
^ ДО W
и
1.8 W
Рис. 3. Изменение температур обмотки статора (О) и Рис. 4. Зависимость перепада температур по длине об-
фреона (X) вдоль оси электродвигателя компрессора мотки от отношения потребляемой мощности к номи-
ФУБС12М при работе в номинальном режиме (?0бм-ср= нальной для компрессоров:
=33°С). 1 — ФУБС12М и МН2; 2 — ФГ2,8; ? — /к = 55°С;
X — *К=60°С; А — *„=40°C; О — tK = 30°C; * — *к =
= 20°С.
казания термопар, расположенных в одном
поперечном сечении, практически одинаковы и
подчиняются одному закону. Поэтому
температурное поле построено в одной плоскости.
В табл. 1 представлены полученные при
испытаниях компрессоров значения средней
температуры обмотки ^обм. ср, максимальной
^обм.тах и минимальной *0бм. mm, а также
разности температур Д?=4бм.тах—4бм.тт и тем-
Режим
работы, °С
('км1 =
U
—15
— 5
—30
—15
1 -15
! — 5
| —25
-15
1 -35
| -15
-25
—15
—15
— 6
—15
— 5
—30
—15
: 15°С)
'к
40
40
30
50
40
40
30
30
20
20
50
50
40
40
I 55
55
30
30
о
ю
оо
"*•* о
Ф2
53 1
53
51
ф:
40
36
32
39
33
44
30
89
64
55
45
1 34
28
46
30
Опытные величины
ее
В
я
ю
оО
¦*¦» о
с"
s
40 .
оО
-*¦» о
о
<1
^БС12М; фреон-
61
58
59
43 1
42 !
38 1
18 1
16
21
УЪС12М; фреон-
47
41
37
44
37
48
34
27
25
24
26
24
30
23
20
16
13
18
13
18
11
ФГ2,8; фреон-12
92
65
56
45
74
52
45
37
18
13
11
8
МН2; фреон-22
1 41
35
52
! 34
1 29
25
37
24
12
10
1 15
10
li
о
СП
22
52 |
43
57 |
12
5
40
34
44
36
49
32
94
66
56
42
1 39
33
51
1 32
1 б л и ц а 1 щ
Расчетные
величины
"э
N
э. ном
о
<
1,75
2,24
1,15 1
18,1
16,7
19,6
1,12
1,08
1,36
0,70
0,71
0,60
0,91
16,0
14,3
11,8
16,4
13,3
18,9
12,5
0,87
1,11
1,06
1,28
1 18,0
12,3
п,о
8,4
1 1,87
2,51
1Л1
1,59
1 И»5
8,4
17,9 |
10,8|
пературы фреона на выходе из
электродвигателя td2. Как видно из табл. 1, разница между
опытными и расчетными значениями At не
'превышает 4°С.
Величину перепада температуры по длине
обмотки статора можно представить в виде
безразмерной зависимости (рис. 4):
*обм.ср -г А г х^э.ном/ \^э.ном /
где Ыэ — мощность, потребляемая
электродвигателем в данном режиме;
Л^э.ном — номинальная потребляемая
мощность при работе на фреоне-12 в
режиме t0 =—15°С, tK=30°C;
а и Ь — постоянные (для всех испытанных
компрессоров а = 0,041; для бессаль-
никовых компрессоров ФУБС12М и
МН2 6 = 0,71 и для компрессора
ФГ2,8 6 = 0,83).
Показания всех термопар при работе на
фреоне-22 существенно (на 10—20°С) выше,
чем при работе на фреоне-12. Основной
причиной этого является то, что при работе на
фреоне-22 увеличение потребляемой мощности
составляет ~60%, а весовой
производительности — всего ~20%, при этом охлаждение
двигателя ухудшается [1].
Часть обмотки статора электродвигателя
компрессора ФУБС12М находится в масле;
обмотки электродвигателей компрессора
ФГ2,8, имеющего вертикальный вал, и
компрессора МН2 с маслом не соприкасаются. В
масляной ванне ФУБС12М лобовая часть
обмотки со стороны компрессора имеет
наибольшую локальную температуру. Она
превышает температуру остальной части обмотки в
этой зоне на 6—14°С (большие значения
относятся к низкотемпературным режимам).
30

Раз,ность температур обмотки, погруженной
в масло, и масла при работе на фреоне-12
составляет около 4°С, а при работе на фрео-
не-22 — 7—10°С. При этом температуры
масла и компрессора повышаются при низких
температурах кипения. Так, при понижении
to от —5 до —25°С и *к=30°С (фреон-12)
температура масла возрастает с 33 до 50°С.
Температура масла со стороны крышки
электродвигателя ниже, а ее изменение в зависимости
от температуры кипения незначительно.
Для проверки влияния масла на
температуру обмотки были проведены опыты при работе
компрессора на фреоне-12 D=30, tQ=—16 и
—259С). Уровень масла ib картере был
уменьшен (находился ниже образующей корпуса
двигателя). При этом температура части
обмотки, которая ранее была погружена в
масло, снизилась до "среднего значения, но это
практически не отразилось ни на величине
средней температуры обмотки, ни на
максимальной температуре части обмотки,
находящейся вне масла.
В связи с тем, что температура обмотки
статора достигает максимального значения в
лобовой части со стороны компрессора, именно
здесь целесообразно устанавливать
термодатчики тепловой защиты двигателя.
Средняя температура обмотки, измеренная
методом сопротивления, выше средней
арифметической между наибольшей и наименьшей
температурами, измеренными термопарами, и
ближе к большей. Это связано с тем, что во
втором случае измерялась температура
наружной поверхности изоляции, имеющей
определенное термическое сопротивление.
Наибольшая разность между
температурами обмотки и фреона наблюдается на участке
под лобовой частью на входе фреона,
наименьшая — под лобовой частью на выходе.
Вследствие теплопритоков от собственно
компрессора (через корпус подшипника, вал,
ротор) температура фреона на выходе из
электродвигателя близка, а в некоторых режимах,
например, при ?о=—Зб°С и /К=20°С,
превышает температуру лобовой части со стороны
компрессора. Охлаждение лобовых частей
обмотки на выходе из электродвигателя
незначительно.
Количество тепла, притекающего от
собственно компрессора (цилиндров, механизма
движения) к фреону на участке до выхода из
электродвигателя QKm, можно определить по
разности между суммарным количеством
тепла, подведенным к фреону при прохождении
через электродвигатель 2Q, и количеством
тепла, эквивалентного потерям в
электродвигателе Q3:
Qkm = 2Q—Q3 = Ga(/32—J*KMl)—Qa, B)
где Ga — производительность компрессора;
z'kmi и /Э2 — энтальпии фреона перед и за
электродвигателем.
Величину Qa для каждого режима находили
по величинам силы тока и потребляемой
мощности с помощью круговой диаграммы,
построенной по результатам опытов холостого
хода и короткого замьикания [9].
Теллопритоки от собственно компрессора к
фреону, проходящему через электродвигатель,
растут с понижением температуры кипения и
соизмеримы с теплом, выделяющимся в
электродвигателе.
В качестве иллюстрации в табл. 2
приведены величины тепловых потоков 2Q, Qd и QKM,
а также подогрева фреона в электродвигателе
от полных потерь tQ2—^kmi и от потерь
только в электродвигателе Д/э.
На рис. 5 представлены графики
зависимости теплового потока от компрессора,
отнесенного к 1 кг фреона, от удельной работы
сжатия
Эти зависимости с удовлетворительной
степенью точности описываются прямыми
линиями.
Теплоприток от цилиндров бессальникового
компрессора к фреону может быть
существенно уменьшен путем увеличения отвода тепла
непосредственно в окружающую среду (с по-
Таблица 2
Режим работы, °С
ГКМ1=
. ,
'»
—15 |
— 5
—30
—15
—25
—15
—35
1 —15
—25
—15
— 6
—30
—15
— 5
=15°С)
/
гк
^_
«*
СУ5Й
W *
¦
а*
S"
• ч5
о- *
а»
S**
^*§
О §
ФУБС12М; фреон-22
40
40
30
ФЪ
50
30
30
20
50
40
40
40
30
30
30
2750
3370
1720
1500
2170
890
1250
1200
820
'БС12М; фреон-12
1530
1040
1250
850
780
550
670
460
750
490
580
390
ФГ2,8; фреон-12
480
393
450
500
300
258
290
330
173
135
157
176
МН2; фреон-22
560
720
730
450
550
610
1 115
165
120
s
•J*
1
So
¦*¦» о
37
28
42
30
36
21
34
50
62
41
27
| 36
17
1 11
о
»
ж?
<
19,9
17,6
18,5
14,8
15,3
10,8
18,0
32,4
40,0 |
25,0
17,2 |
27,0 !
13,5 |
9,3
31

3,6
3,2
IS
гл
2,0
IB
1,2
0,8
0
V/
Y"
f**
О
Л/Х
с о
3
с
А
V/°~
Д/
о
12 16 20 /4 28 Зг
Зб^&Ьтф
Рис. 5. Зависим ость удельного теплового потока, от
собственно компрессора к фреону в канале
электродвигателя от удельной работы сжатия при работе
компрессоров:
О — ФУБС12М на фреоие-22; X — ФУБС12М на фрео-
не-12; Л — ФГ2,8 на фреоне,12; П — МН2 на
фреоне-22.
мощью оребрения, как например у
компрессора МН2, обдува вентилятором и т. п.).
При выводе уравнения B) принималось,
что тепловой поток от статора
электродвигателя бессальникового компрессора в
окружающую среду непосредственно через стенки
корпуса отсутствует и все тепло от элементов
электродвигателя отводится всасываемым
фреоном.
Если принять, что термическое
сопротивление корпуса, а также контактное
сопротивление между корпусом и пакетом статора
равны нулю и тепло от наружной поверхности
пакета отводится непосредственно в
окружающую среду (а~10 ккал/(м2 • ч • град) [10]), то
даже для низкотемпературных режимов, когда
температура обмотки наибольшая, тепловой
поток в окружающую среду не превысит
3% Q9. В действительности эта величина из-
за теплотритоков от цилиндров компрессора к
корпусу электродвигателя будет еще меньше;
на среднетемпературных режимах
теплоотдача от статора в окружающую среду составля-
90
80
70
SO
50
40
|
f
1
!
i
i
t=j
иг ом о,б оУд to 1,г tfi tr~
Рис. 6. Изменение средних температур
обмоток аналогичных электродвигателей:
/ — компрессора ФУБС12М при работе
на фреоне-22; 2 — общепромышленного
применения.
ет менее 1%, а в некоторых режимах
(U^—5°С) температура корпуса может быть
ниже температуры окружающей среды и тепло
будет подводиться к корпусу.
Во встроенных электродвигателях
компрессоров в отличие от обычных
электродвигателей с воздушным охлаждением температура
обмотки с ростом нагрузки на валу падает [1].
На рис. 6 приведена зависимость средних
температур обмоток статора от отношения
потребляемой мощности к номинальной * для
встроенного электродвигателя
бессальникового компрессора ФУБС12М при работе его на
фреоне-22 и аналогичного электродвигателя
общепромышленного применения обдуваемого
исполнения (по данным кафедры
электрических машин Одесского политехнического
института — ОПИ). Снижение температуры
обмотки встроенного электродвигателя с ростом
потребляемой мощности обусловлено
увеличением количества циркулирующего
холодильного агента, снижением термического
сопротивления к потоку агента из-за возрастания
плотности пара, а также уменьшением теплопритока
от компрессора [1, 4, 8].
Выводы
Температура обмотки статора изменяется
вдоль машины примерно по линейному закону.
* За номинальную для встроенного электродвигателя
принята мощность в режиме t0——15°С, /К=40°С.
32

Максимальная температура наблюдается в
лобовой части обмотки со стороны
компрессора.
Найдена обобщенная зависимость
изменения температуры обмотки герметичных и бес-
сальниковых компрессоров от потребляемой
мощности.
Температура обмотки статора повышается
с понижением температуры кипения.
Температура фреона изменяется вдоль оси
по кусочно-линейному закону. На выходе из
электродвигателя она близка к температуре
обмотки в этой зоне.
Температура масла практически не
оказывает влияния на среднюю температуру обмотки,
изменяется только локальная температура
лобовой части обмотки, погруженной в масло.
Теплодриток от компрессора достигает
значительной величины и соизмерим с потерями в
электродвигателе.
ЛИТЕРАТУРА
1. Якобсон В. Б. Испытание герметичных
компрессоров на фреоне-12 и фреоне-22. «Холодильная
техника», 1960, № 3.
2. Якобсон В. Б. Теплообмен холодильных
компрессоров с окружающей средой. «Холодильная
техника», 1965, № 5.
3. Якобсон В. Б. Энергетические потери в
герметичном компрессоре. «Холодильная техника», 1965, № 2.
4. Якобсон В. Б. Исследование теплового режима
холодильной машины с герметичным компрессором.
«Холодильная техника», 1963, № 5.
• 5. «Air Conditioning, Heating and Refrigeration News»,
1968, June, 10.
6. Определение энергетических характеристик
встроенного электродвигателя бессальникового компрессора
фирмы «Копеленд». Отчет ОПИ № 348—20.
7. Черняк А. Л., Якобсон В. Б.
Низкотемпературные герметичные компрессоры. «Холодильная
техника», 1963, № 3.
8. М е д о в а р Л. Е. Исследование бессальниковых
компрессоров. Отчеты ВНИХИ, 1963, 1964, 1966.
9. ГОСТ 11828—66. Машины электрические. Методы
испытаний.
10. Алексеев А. Е. Конструкция электрических
машин. М., Госэнергоиздат, 1958.
О кипении фреонов на пучках труб
Н. М. ПОВОЛОЦКАЯ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
66.046.7:621.564.25:621.9—462
При кипении фреона-22 на поверхности
пучка труб в интервале тепловых нагрузок д=
= 1000—8000 ккал/\(м2 • ч) и температур
кипения t0 = —20-М0°С наблюдались следующие
основные особенности по сравнению с
кипением на поверхности одиночной трубы [1]:
интенсификация теплоотдачи труб
верхних рядов и пучка в среднем;
более слабая зависимость коэффициента
теплоотдачи для верхних рядов и пучка от
тепловой нагрузки поверхности нагрева;
влияние геометрических характеристик
системы на коэффициенты теплоотдачи;
более слабая зависимость коэффициентов
теплоотдачи для труб верхних рядов и пучка
от температуры кипения.
На рис. 1 представлена зависимость средних
коэффициентов теплоотдачи исследованных
/ 2*1-5 \
пятирядных пучков аср=—— от «тепловой
нагрузки и компоновки пучка при разных
температурах кипения. Данные на рис. 1
иллюстрируют высказанные выше положения.
Особенности теплоотдачи при кипении на
поверхности пучка позволяют предположить, что
в этом случае большую роль играет
гидродинамика парожидкостного потока,
движущегося в межтрубном пространстве.
Теплоотдача при кипении на поверхности
пучка определяется наложением двух
процессов [1]:
парообразования на поверхности каждой
из труб, как и на одиночной трубе;
конвективного теплообмена, связанного с
обтеканием труб верхних рядов потоком паро-
жидкостной смеси (макроконвекция).
В связи с этим целесообразно представить
коэффициент теплоотдачи для трубы в пучке
в виде суммы двух коэффициентов:
СС=ССпар + ССконВ' A)
33

пню
да
600
500
ш
300
^
у//>
<<4?
'У
у/
-го°с\
УЖ
SSS
У
/
4
;/\
У 1
/
-т
^^
^^
и^^
s$r
^s^
*r
/
_________
У
А
X
У
У
i
Hi!
Одиночна^
.«1..J
/
1 •^
Г?
* А
У
-4&
л
г/ \
\/
1000
то зооо то woo
то зооо то то зооо
то зооо
ц,кнал/(мг ч)
Рис. 1. Зависимость средних коэффициентов теплоотдачи а пятирядных пучков от тепловой
нагрузки q и компоновки пучка при разных температурах кипения to.
Условно, в порядке первого,
приближения, принимаем, что аПар совпадает с ко- |
эффициентом теплоотдачи для одиночной |
трубы аод, игнорируя при этом «возможное |
влияние потока парожидкоетной смеси на *
некоторые характеристики процесса
кипения на трубах верхних ряд об ( диаметр
отрыва пузырей, частоту их отрыва от
поверхности и т. д.).
На рис. 2 представлена зависимость
опытных коэффициентов теплоотдачи as,
коэффициентов теплоотдачи, связанных
непосредственно с парообразованием на
поверхности каждой из труб аПар = сход, и
конвективных коэффициентов
теплоотдачи сгноив для верхнего (пятого) ряда труб
пучка от температуры кипения t0.
Усредняющая-кривая апар=/(^о) проведена в
соответствии с зависимостью,
предложенной Даниловой [2] для оценки влияния
давления на коэффициенты теплоотдачи
при кипении на одиночной трубе.
Как видно из рис. 2, коэффициенты ccskohb no
величине сопоставимы с коэффициентами
апар, а при низких температурах кипения (t0 =
= —20°С) даже несколько превосходят их. При
повышении t0 коэффициенты апар возрастают
в связи с увеличением числа центров
парообразования. Конвективные коэффициенты
теплоотдачи аКОнв для верхних рядов пучка при
повышении температуры кипения падают.
Суммарный коэффициент теплоотдачи as для
верхней (пятой) трубы пучка несколько
возрастает с повышением t0, однако зависимость
эта гораздо слабее, чем для одиночной трубы.
На рис. 3 представлена зависимость
коэффициентов теплоотдачи аКОнв, найденных из
общих коэффициентов теплоотдачи на
поверхности каждой из труб (аКонв = а-наПар)> от
тепловой нагрузки при различных температурах ки-
500
1 Ц
У.
К5 КОН6 \
~.~-~~"~
^ГГ"
^*\
Ь&*г
^ \
^<s
\
^v
Пучок j -
05
Ц5
ил
Рис. 2. Зависимость коэффициентов теплоотдачи as,
апар и а5 конв прл кипении на пучке труб от
температуры кипения U (<7о=2500 ккал/(м2 *ч).
пения. Для верхних рядов и пучка в целом
абсолютная величина аКонв при низких
температурах кипения выше, чем при высоких, во всей
области исследованных нагрузок. Интересно,
что у плотного пучка труб с— = 1,15 кривая,
характеризующая зависимость aKOuB=f(q) для
верхних труб пучка, имеет максимум,
указывающий на выключение части поверхности из-
за высокого паросодержания. Положение
максимума зависит от температуры кипения — с
понижением t0 величина q, соответствующая
максимальному значению аКОнв, смещается в
область больших тепловых нагрузок.
В известной нам литературе отсутствуют
какие-либо сведения по механизму кипения
жидкостей на поверхности пучка горизонтальных
34

\икол!ЬЫ
Рис. 3. Зависимость коэффициентов конвективной теплоотдачи аКОнв пучка от тепло-
с с
вой нагрузки q и температуры кипения t0: а — — = 1,45; б — — =1,-15.
труб. Для объяснения полученных
результатов, касающихся этого вопроса, предлагается
следующая модель, которая в какой-то мере
учитывает связь между теплообменом и
гидродинамикой потока парожидкостной смеси.
Пучок труб можно рассматривать как
элемент контура естественной циркуляции.
К'нижним трубам пучка подходит жидкость
с температурой, равной температуре
насыщения. Вследствие парообразования на
поверхности труб возрастает паросодержание
потока по высоте межтрубных каналов. Поскольку
плотность двухфазного потока меньше
плотности насыщенной жидкости, возникает
естественная циркуляция жидкости. Подъемное
движение парожидкостной смеси в контуре
осуществляется по каналам переменного сечения,
которые образованы рядами труб; опускное
движение — в пространстве между боковыми
рядами труб пучка и внутренней поверхностью
кожуха, ограничивающего пучок.
Предполагается, что интенсивность
конвективной теплоотдачи при движении
парожидкостной смеси в межтрубных каналах
определяется скоростью циркуляции w0 и
изменяющейся по высоте канала скоростью
парожидкостной смеси wCM
Wcu = Wo + Wn (I — ~)f
B)
где wQ — приведенная скорость пара в
данном сечении;
р' и р" — соответственно плотности
жидкости и пара.
Скорость циркуляции можно найти по
обычному методу Керна, приравнивая движущий
напор общему сопротивлению контура [3].
Движущий напор циркуляции
^дв = А(р'-Рсм), C)
где h — высота канала;
Рем — плотность парожидкостной смеси.
Плотность парожидкостной смеси
определяется долей сечения ф, занятой паром:
Рсм = р'-?(Р'-Л- D)
Доля сечения ф и объемное расходное
паросодержание р связаны между собой. При
малых р можно принять ф^р [3, 4]. Тогда
ядв = а(р'-Рсм) = Жр'-р")- E)
Величина р может быть рассчитана как
отношение объема пара, находящегося в
элементе межтрубного пространства, к суммарному
объему жидкости и пара, заполняющему
элемент, с учетом экспериментальных данных по
скорости подъема пузырей пара в жидкости.
35

На рис. 4 для 16-рядного пучка труб,
составляющего кожухотрубный испаритель ИКТ-40,
представлены средние значения р,
рассчитанные указанным способом, а также опытные,
полученные при работе испарителя, путем
сравнения статического и динамического
уровней жидкости. Сопоставление рассчитанных и
опытных значений р показывает вполне
удовлетворительное их совпадение.
Возникающий движущий напор тратится на
преодоление сопротивлений в опускном (Др0п)
и лодъемном участке (Арп) [3]. Сопротивления
представляют собой сумму сопротивлений:
трения потока о стенки труб и местных
сопротивлений за счет сужения и расширения
потока в канале переменного сечения. Если
заменить скорость через весовой расход G и
плотность, то формулы для определения
гидравлического сопротивления подъемного и
опускного участков примут вид:
АЯоп =
G2
оп 2gfl„?'
. F)
2^4 Рс
G)
Таким образом, уравнение движения
жидкости и пара в циркуляционном контуре
1 Дв — 2(ДРОп+ДЛ0.
(8)
АХ
30
го
•
3000 ШО 5000$ккафЧ
Рис. 4. Зависимость среднего
паросодержания р от тепловой нагрузки q:
расчетные значения; ф — опытные
значения, полученные при испытании
испарителя ИКТ-40.
Полезный напор РПол, т. е. доля движущего
напора, которую можно использовать на
преодоление внешних по отношению к участку h
сопротивлений
Япол = Ядв—ДРп==Д/>оп, (9)
G2
A0)
-Йс+1
d Jn 2^/пРсм
h \ G2
d Уоп 2^/опР'
Весовой расход G через поперечное сечение
межтрубных каналов рассчитывают по
уравнению A0) графоаналитическим методом.
Точка пересечения двух кривых: Pnon=f(G) и
AP0ii=f(G) определяет устанавливающийся в
контуре расход G через поперечное сечение
межтрубных каналов [3].
Естественно, что повышение скорости
циркуляции w0 == --—- в контуре должно привести
/оп Р
к повышению аКОнв.
Количественное решение приведенных
уравнений для рассматриваемого случая
затруднено из-за отсутствия в литературе данных
о коэффициентах местного сопротивления I
при движении двухфазного потока в канале
переменного сечения. Между тем при
движении парожидкостной смеси в межтрубном
пространстве пучка основная доля общего
сопротивления приходится на местное
сопротивление. Поэтому приведенный ниже анализ не
претендует на выявление количественных
закономерностей и может рассматриваться
только как качественное исследование вопроса.
При этом величина приведенного
коэффициента трения Я для двухфазного потока
принималась ка!к для однофазной жидкости [3],
поскольку приведенные скорости пара малы по
сравнению со скоростью циркуляции.
Приведенный коэффициент местного сопротивления
? для двухфазного потока условно
приравнивался к коэффициенту местного
сопротивления при обтекании пучка труб потоком
однофазной жидкости [5], что приводило к
.некоторому искажению количественной стороны
процесса, о чем говорилось выше.
Согласно уравнению A0), для пучка
определенной геометрии скорость циркуляции
зависит от многих величин:
G=/(p, р', р", Ь, U, Яоп).
Так как объемное паросодержание р для
какого-либо ряда пучка определяется тепловой
нагрузкой q, удельным объемом (пара v" и
скоростью подъема паровых пузырей, то для
выбранного пучка скорость циркуляции зависит
от тепловой нагрузки q, температуры кипения
t0 и числа рядов труб п. Рассмотрим влияние
каждого из этих факторов.
36

При повышении q возрастают р и Рдв, но
вместе с тем возрастает и ДРП вследствие
уменьшения плотности смеси. По мере увеличения [3
влияние АРП сначала проявляется слабо, затем
все сильнее. Полезный напор, а вместе с ним
и скорость циркуляции будут возрастать до
некоторого предельного значения. Дальнейшее
возрастание р приводит к снижению полезного
напора Япол и скорости циркуляции G и до0.
Соответственно изменяются конвективные
коэффициенты теплоотдачи аКОнв в
зависимости от qдля разных пучков. Для более
разреженных пучков f —= 1,45 и 1,30], в которых
меньше проявляется сопротивление
подъемного участка, в области исследованных нагрузок
наблюдалась лишь восходящая зависимость
«конв(?)- Для плотного пучка с — = 1,15 кри-
d
вые аконв(<7) имеют экстремальный характер.
Увеличение паросодержания смеси по
высоте межтрубного канала (т. е. влияние числа
рядов) проявляется аналогично повышению
объемного паросодержания р за счет
изменения нагрузки. По высоте канала скорость
движения парожидкостной смеси возрастает, но
одновременно повышается и сопротивление,
так что при некотором значении р дальнейшее
его возрастание приводит к снижению w0.
Номер ряда, на котором достигается
стабилизация, определяется совокупностью
совместного влияния р, р', р" и геометрических
параметров пучка. Естественно, что для более
плотных пучков, в которых сильнее проявляется
сопротивление, стабилизация достигается
скорее.
На рис. 5 показана зависимость скорости
циркуляции от тепловой нагрузки при
различных значениях t0. Как следует из рис. 5, при
понижении t0 скорости циркуляции wQ
возрастают в первую очередь из-за увеличения
движущего напора, в связи с ростом р. При
низких значениях t0 скорость парожидкостной
смеси по высоте канала изменяется сильнее,
чем при высоких. По-видимому, этим и
объясняется тот факт, что конвективные
коэффициенты теплоотдачи имеют более высокие
значения при низкой температуре кипения t0; с
повышением t0 значения аК0Нв падают.
Зависимость w0 от q при высоких
температурах кипения выражена более слабо, чем при
низких, из-за относительно большего влияния
сопротивления контура. Возможно этим и
объясняется указанный выше факт, что при
кипении в пучках зависимость a(q) при высоких
ы0,м/сек
0,60
o,so
W
0,30
0,20
'&*
г
1000 3000 W00 5000 ВООО 7000^кксф'ч)
Рис. 5. Зависимость скорости циркуляции ,в
пучке Wq от тепловой нагрузки поверхности q и
температуры кипения ^о.
значениях t0 выражена слабее, чем при
низких.
Более плотная компоновка пучка (до — =
= 1,15] позволяет создать компактный
аппарат. Вместе с тем, согласно полученным
результатам, при кипении на поверхности
плотного пучка из-за увеличения скорости
циркуляции парожидкостной смеси коэффициенты
теплоотдачи даже несколько возрастают по
сравнению с разреженными пучками. При этом
число горизонтальных рядов не следует
принимать более 15—20, развивая теплообменную
поверхность за счет увеличения длины труб.
Выводы
Различия условий теплоотдачи при кипении
на поверхности одиночной трубы и пучка труб
объясняются влиянием парожидкостного
потока, движущегося в межтрубном пространстве.
Влияние тепловой нагрузки, температуры
кипения и числа рядов на теплоотдачу фрео-
на-22, кипящего на поверхности пучка,
рассматривается на основе использования
предлагаемой модели процесса с расчленением
общего коэффициента теплоотдачи на два
компонента, учитывающих перенос тепла за счет
парообразования и конвекции. Принятая нами
модель удовлетворительно объясняет различия
в процессе кипения на поверхности пучка по
сравнению с одиночной трубой.
ЛИТЕРАТУРА
1. Поволодкая Н. М. Исследование коэффициента
теплоотдачи при кипении фреона-22 на одиночно!!
трубе и пучке горизонтальных труб. «Холодильная
техника», 1968, № 7.
37

2. Д а н и л о в а Г. Н. Влияние давления и температуры
насыщения на теплообмен при кипении фреонов.
«Холодильная техника», 1965, № 2.
3. К у т а т е л а д з е С. С. Теплопередача при
конденсации и кипении. М., Машгиз, 1952.
В летнее время в южных районах нашей
страны температура днем достигает 35—40°С
при низкой влажности воздуха (давление
водяных паров 5—10 мм рт. ст.). Это позволяет
осуществлять открытое выпаривание слабого
раствора в схеме солеводяной абсорбционной
холодильной установки, предназначенной для
кондиционирования воздуха в помещении.
В качестве генератора слабого раствора
могут быть использованы крыши зданий или
другие открытые поверхности, на которые падают
солнечные лучи.
В физико-техническом институте АН
Туркменской. ССР был изготовлен опытный
образец хлористолитиевой абсорбционной
солнечной холодильной установки с открытым
выпариванием раствора (рис. 1) и проведено его
испытание.
Крыша здания из плоского асбошифера,
установленного на наклонных деревянных
балках, представлявшая в результате ровную
наклонную поверхность (угол наклона 10°,
площадь 11,76 м2), выполняла роль генератора 1
холодильной установки. Под листами асбоши-
фера находился теплоизолирующий слой
опилок. Верхнюю поверхность листов покрыли
рубероидом. Применение рубероида обеспечило
равномерное орошение плоскости раствором,
а отсюда полное использование поверхности
генератора. Кроме того, рубероид имеет
достаточно высокий коэффициент поглощения
солнечных лучей.
Выпаривание слабого раствора в генераторе
происходило за счет теплоты солнечных лучей,
которые нагревали раствор, стекавший тонкой
пленкой, до температуры 50—60°С.
4. К у т а т е л а д з е С. С, С т ы р и к о в и ч М. А.
Гидравлика газо-жидкостных систем. М., Госэнергоиз-
дат, 1958.
5. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим
сопротивлениям. М., Госэнергоиздат, I960.
621.575.001.4
Желоб 2 из листовой стали толщиной 1 мм
служил для сбора и подачи крепкого раствора
в регулятор 3.
Поплавковый регулятор представлял собой
бак, в котором установили поплавок с
прикрепленным к нему стержнем из нержавеющей
стали с конусообразным концом. Стержень
притерли к седлу на дне бака.
Теплообменник-ороситель 4 типа «труба в
трубе» располагался по ширине плоскости
генератора. По внутренней трубе протекал
горячий крепкий раствор, а по наружной —
слабый. Через отверстия в верхней части
наружной трубы слабый раствор вытекал на
плоскость генератора. Диаметр внутренней трубы
16 мм, наружной — 25 мм, отверстия — 3 мм.
Интервал между отверстиями 40 мм.
Абсорбер 5 выполнили в виде однорядной
трубной секции из 16 последовательно
соединенных труб диаметром 32X2 мм общей
длиной 12,8 м, которую установили в корпусе
A000x800x40 мм) из листовой стали
толщиной 4 мм. Орошение труб раствором
проводили оросителем — трубой, в верхней части
которой проделали отверстия диаметром 2 мм.
Для доступа водяных паров верхнюю часть
абсорбера соединили трубой (диаметр 80 мм)
с испарителем 6 цилиндрической формы
(диаметр 310 мм, высота 760 мм). В испарителе
установили разбрызгиватель воды и
поплавковый регулятор для ее добавления.
В качестве воздухоохладителя 7 применили
калорифер типа КФБ-9.
Воздух отсасывался из нижней части
абсорбера вакуум-насосом 8 типа РВН-20.
Для подачи слабого раствора из абсорбера
Испытание хлористолитиевой абсорбционной солнечной холодильной установки
с открытым выпариванием раствора
Канд. техн. наук А. КАКАБАЕВ, А. ХАНДУРДЫЕВ
Физико-технический институт АН Туркменской ССР
38

Крепкий растбор Слабый растбор Холодная §ода ,< ,< ,< / Охлаждающая 5ода воздух
Рис. 1. Схема опытной хлор исто литиевой абсорбцией ной солнечной холодильной установки с открытым
выпариванием раствора.
Время,

(местное), ч
13
14
15
16
17
I п
12
13
14
15
16
! 17
18
Концентрация
раствора, %
слабого
крепкого
36
36,6
36,8
35,8
35,2
38,2
38,2
38,2
37,1
35,8
30,6
30,3
30,8
31,2
31,4
31
30,1
28,9
31,8
31
31,4
31,8
31,8
31,4
30,7
29,2
Температура, °С
раствора
на выходе
из
абсорбера
34
32
32
30
28
25
25
25,5
26
26
25
25
23,8
на выходе
из
генератора
48
48
49
40
32
37
38
39
40
37
34
30
24
воды
на входе
в
испаритель
на выходе
из
испарителя
18 октября
15,5
14,5
14
16,5
16,5
10
9,6
9,3
11,5
12
24 октября
1 16,5
17
16,5
17
17
17
17,2
17,4
12,8
12,8
12,6
12,8
12,8
12,8
13,2
13,5

окружающего
воздуха
29
30
30
29
28
1 19,5
20,5
21
22
22,5
23
23,5
23
Давление
водяного
пара,
мм рт. ст.\
\
\ 9,4
J
)
|
\ П,2
J
Скорость
ветра,
м\ сек
)
}0,7
1
)
)
> 2,1
)

Суммарная
солнечная
радиация,
ккал1(м2*ч)
594
576
516
456
210
396
492
534
534
474
372
228
84
Холодо-
произво-
дитель-
ность,
ккал\ч
2210
2680
2680
2210
1780
1780
2000
2000
2000
2000
2000
1780
1780 |
39

на плоскость генератора и циркуляции
охлажденной воды использовали насосы 9 и 10 типа
«Кама».
Испытание холодильной установки
проводили в октябре 1968 г.
Во время испытания каждый час измеряли
температуру окружающего воздуха по сухому
и мокрому термометрам, скорость ветра и
солнечную радиацию, от которых в основном
зависит концентрация крепкого раствора, а
также параметры установки.
Результаты измерений, проведенные 18 и
24 октября, а также холодопроизводительность
установки, вычисленная по формуле
Q = mr,
где т — количество испарившейся воды
(определяли по убыли воды в
испарителе), кг;
г — скрытая теплота парообразования,
ккал/кг,
представлены (не полностью) в таблице.
Средняя зона дегазации раствора на
плоскости генератора 18 октября составила 1,7%
(при часовом объеме циркулирующего
раствора Ур = 60—90 л/ч), а 24 октября 0,6% (при
Кр=100—150 л/ч).
Установлено, что на коэффициент массоот-
дачи р существенное влияние оказывает
скорость ветра v (рис. 2).
Коэффициент массоотдачи 'в испытывавшей-
ся установке был при прочих равных условиях
Структурно-механические свойства мышечной ткани рыб
—и их изменение при замораживании
Н. К. ФЕДОРОВА, канд. техн. наук А. И. ПИСКАРЕВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
664.951.037.5
этого процесса является подпрессовка (в
плиточных морозильных аппаратах и воздушных
туннельных морозилках), в связи с чем
представляет интерес выяснение возможного
влияния давления подпрессовки на ткань.
Проведенными во ВНИХИ исследованиями
установлено [3], что при замораживании
салаки с подпрессовкой в морозильном аппарате
40
цм/сек
Рис. 2. Зависимость коэффициента
массоотдачи р от скорости ветра v.
значительно больше, чем при испарении со
свободной поверхности воды. Это можно
объяснить пленочным стеканием раствора поплос<
кости генератора и увеличением его площади
за счет шероховатости рубероида.
Коэффициент использования тепла
солнечной энергии был равен в среднем
приблизительно 40%.
Средняя удельная
холодопроизводительность установки в дни испытаний составляла
180 ккал/(м2*ч) при средней температуре
охлажденной воды 11,7°С.
Как показывают расчеты, в летнее время
удельная холодопроизводительность
установки составит не менее 250 ккал/(м2*ч) при
температуре охлажденной воды около 10°С.
В постмортальный период качественное
состояние рыбы изменяется [1], что вызывает
изменение гистологической структуры ткани при
замораживании [2]. Однако причины,
вызывающие разрушение ткани при замораживании,
не объяснены.
Одним из распространенных в технике
замораживания рыбы методов интенсификации

оптимальное давление необходимо выбирать с
учетом его интенсифицирующего действия на
продолжительность замораживания и влияния
на качество рыбы.
В дальнейшем работа в этом направлении
была продолжена. В качестве объектов
исследования были использованы линь (во
ВНИХИ) и треска (на Мурманском
рыбокомбинате).
Влияние давления подпрессовки на
структуру и структурно-механические свойства ткани
изучали на незамороженной подпрессованной
рыбе и на рыбе, замороженной с подпрессов-
кой и затем дефростированной. Подпрессовку
проводили в противнях с крышками E00 X
Х250Х60 мм). Замораживали рыбу в
плиточном аппарате до температуры — 18°С.
Начальная температура линя 10°С, трески 0°С.
Температура охлаждающей среды при
замораживании линя — 33ч—35°С, трески —27—
-Г-—28°С.
При подпрессовке с замораживанием и без
замораживания линя в состоянии pre-rigor,
rigor и post-rigor соответственно после 4 ч,
1—3 и 5—7 дней хранения во льду применяли
давления 0,01; 0,03; 0,05 и 0,07 кгс/см2, а
трески в состоянии rigor после 2—3 и post-rigor
после 5 и 10 дней хранения во льду — 0,01;
0,03 и 0,05 кгс/см2.
Для учета индивидуальных особенностей
отдельных экземпляров рыбу разрезали вдоль
на равные части и одну половину подпрессо-
вывали, причем подпрессованную и неподпрес-
сованную (контрольную) половины помещали
в одинаковые температурные условия.
Структура и структурно-механические свой-
. ства изучались на соматической мышечной
ткани рыбы, имевшей контакт с крышкой
противня. Образцы для анализа замороженной
рыбы брали с поверхности и толщи блока
C0 мм).
В связи с тем, что при замораживании и
подпрессовке рыбы в мускульных волокнах
возникают растягивающие усилия, увеличение
которых может привести к разрыву волокон и,
следовательно, к ухудшению структуры и
структурно-механических свойств ткани, то в
качестве основных показателей качественного
состояния ткани охлажденной и
дефростированной рыбы были приняты предел
прочности, или максимальное разрушающее
напряжение, и относительное удлинение при
разрыве ткани, а также гистологические
характеристики структуры.
Для определения по разработанной нами
методике [3] предела прочности и
относительного удлинения при разрыве мышечной ткани
был использован динамометр маятникового
типа ДШ-ЗМ с возрастающей статической
нагрузкой. Гистологические исследования
структуры ткани проводили по ранее принятой
методике для животной ткани с использованием
желатиновой заливки [4] и методике,
разработанной во ВНИХИ, для замороженной
рыбы [1].
Результаты исследования
структурно-механических свойств ткани линя и трески
приведены в табл. 1—4.
Из табл. 1 и 2 видно, что
структурно-механические свойства ткани незамороженной
рыбы в постмортальный период изменяются, что
подтверждает ранее полученные данные по
салаке [3]. Так, в состоянии pre-rigor мышечная
ткань линя имеет предел прочности в 2 раза,
а относительное удлинение в 1,4 раза больше,
чем в состоянии post-rigor (после 5—7 дней
хранения). Предел прочности мышечной
ткани трески в состоянии post-rigor после 5 дней
хранения во льду на 48%, после 10 дней
хранения на 64%, а относительное удлинение
соответственно на 17 и 32% меньше, чем в
состоянии rigor (после 2—3 дней хранения во
льду).
Наибольшей прочностью и относительным
удлинением обладает мышечная ткань рыб в
состоянии pre-rigor (см. табл. 1). Ослабление
структурно-механических свойств по мере
увеличения продолжительности хранения рыбы
во льду связано с углублением биохимических
и коллоидно-химических процессов в
постмортальный период: распадом аденозинтрифос-
форной кислоты, сопровождающимся
структурным преобразованием белков актомиози-
но'вого комплекса, а также протеолизом
белковых молекул, приводящим к разрыву
пептидных связей (первичных структур белка), а
также более слабых вторичных и третичных [5—8]
и, следовательно, к уменьшению количества
белка и накоплению продуктов его распада.
Исследования показывают, что структурно-
механические свойства мышечной ткани
различных рыб различны (см. табл. 1 и 2). Так,
предел прочности мышечной ткани трески
слабее предела прочности мышечной ткани линя
на 30—60% в сопоставимом постмортальном
состоянии, а относительное удлинение
мышечной ткани трески меньше, чем относительное
удлинение мышечной ткани линя на 10—15%.
Сравнительная оценка
структурно-механических свойств ткани трески и салаки [3]
показывает, что предел прочности мышечной ткани
трески на 40—50% больше, а относительное
удлинение на 12—20% меньше, чем .предел
прочности и относительное удлинение
мышечной ткани салаки в сопоставимом
постмортальном состоянии. Это можно объяснить особен-
41

1ЧЭ
Предел прочности и относительное удлинение мышечной ткани незамороженного линя
Таблица 1
| Показатели
Предел прочности,
KZCJCM2
¦
В среднем
Относительное I
удлинение, о/о
В среднем
Примечания
Номер образца
1
2
3
1
2
3
. Про
4 ч
(pre-rigor)
s
• ю
«о
О О
с <->
О Сц
0,77*
0,58
0,62
1 **
! си Q*x
О О о
1 В В и
0,77*
0,58
0,62
0,60 | 0,60
126*
98
103
101
126*
96
100
98
должительнос
0,03
1 1-3
! №ог)
X
Ы
i ca
9 °
О о
С "
(У
о а.
0,40
0,35
0,58*
0,38
84
77
88*
СУ
О) CUjs
О О о
0,40 ,
0,34
0,57*
5-7
I (post-rigor)
К
и
1 Ю
МО
о и
в w
О)
о сц
чв
0,28
0,27
0,28
о
СУ
су fts
о о о
В В о
0,27
0,28
0,28
0,37 | 0,28 | 0,28
84
78
87* 1
76
70
85
81 ! 81 ! 77
75
70
84
76
ть подпрессовки 40 мин.
Давление подпрессовки, кгс(см*
| 0,05
Продолжительность хранения, сутки
4 ч
(pre-rigor)
s
О су
С о
О CU
1 чс
0,52
0,72*
0,55
о
<У
ч с «
О О о
С С о
0,52
0,72*
0,54
1-3
(rigor)
я
| са
3°
! О О
с <->
(У
О Сц
0,32
0,53*
0,34
су
<У
чей
О 14 СО
О О о
[ С С о
0,31
0,53*
0,33 |
5-7
(post-rigor)
s
us
i са
5°
О о
С «J
О Сц
ч в
0,23
0,28
0,24 |
0,54 | 0,53 | 0,33 | 0,32 | 0,25
118
122
115
118
121
115
118 | 118
94
97
82
94
97
81
88 | 87
71
81
76
а
су
1 «у g<S
1 о о о
0,23
0,28
0,24 |
0,25
71
80
76
76 ! 76
\ 4 ч
| (pre-rigor)
! s
• со
5°
О О
в w
СУ
О Сц
| *<в
0,68 1
0,69
0,71 1
0,69
95 i
95
98 1
96
•
о
о
су О, я
ч и ьй
о ч ш
О О о
С К о
0,68
0,67
0,70 |
0,68
95 1
93
97
95
0,07
1-3
(rigor)
к
! «
i са
3°
о о
С <->
си
О Сц
ч в
0,32 1
0,32
0,50*|
0,32
68 1
78
64 1
70
i
СУ
СУ
а> Лаг
f? Б*
о о о
С В у
0,32 1
0,32
0,49*1
0,32
68
77
64 1
70
Длина рыбы 25—30 см (* — 33 см). Температура воздуха 0°С.
5-7
(post-rigor)
; к
ж
• со
5°
О О
в о
<У
о о.
« в
0,28 !
0,28
0,45*
0,28
65 1
74 1
62
67
СУ
«У °<К
О О о
с с о
0,27
0,28
0,43*
0,28 1
65
74
62
67 1
7Л? ™ „ « Л о
Показатели
Предел
прочности, KZCJCM2
В среднем
Относительное
! удлинение, %
В среднем
Примечания
ее
В
«
са
Сц
«О
О
Сц
<У
S
о
X
1
2
3
1
2
3
!
Предел прочности
и относительное удлинение мышечной ткани незамороженной трески
Давление подпрессовки, kzcjcm2
0,01 | 0,03 | 0,05
Продолжительность хранения, сутки
2 з
(rigor)
1 са
о °*х
чех
0,25
0,25
0,25
и
СУ
(У Скн
Ч С И
очи
о о о
В В о
0,24
0,25
0,25
5
(post-rigor)
1 Ю
с* О
О <->
В а
М СУ
О ОчК
«=Г В X
0,12
0,11
0,12
0,25 | 0,25 | 0,12
74
75
75
74
75
75
63
62
61
о
СУ
О О о
В В О
0,12
! 0,12
1 0,11
0,12
62
60
61
10
(post-rigor)
1 ю
о <->
в и
к су
о схя
Ч В И
0,10
0,10
0,09
0,10
50
48
48
75 | 75 | 62 | 61 | 49 |
о
СУ
су Сця
•=» к и
О О о
В В о
0,10
0,10
0,09
0,10
50
49
48
2-3
(rigor)
i СО
чо
о <->
в и
Н СУ
о g-s
ЧВй
0,24
0,23
0,23
о
СУ
СО Сцд
¦? в S
о чт
О О о
В В и
0,24
0,22
0,23
0,23 | 0,23
70
71
70
71
70
72
5
(post-rigor)
• °
ЧО
О <->
В "
*"• СУ
о c^s
0,14
0,11
0,11
0,12
6
60
160
о
СУ
«У ?«В
IIs
О О о
В В су
0,14
0,11
0,11
0,12
66
59
58
10
(post-rigor)
1 ш
Ч О
о o-s
ч к «
0,07
0,07
0,09
¦
о
СУ
СУ Сцк
чей
О О о
В В и
0,07
0,07
0,09
0,08 | 0,08
57
57
47
56
54
48
2 з
(rigor)
О СцЯ
ч в и
0,26
0,24
0,24
СУ
си Сця
о «ж са
о о о
в в и
0,25
0,23
0,24
0,25 | 0,24
76
74
74
75
72
73
5
(post-rigor)
•
¦ в
ч о
о с»
в °
*¦• су
О 2*23
«=[ В й
0,13
0,14
0,14
«I»
СУ
я в**
У 4ffl
о о о
В В и
0,13
0,14
0,13
0,14 | 0,13
62
61
56
62
61
55
49 | 70 | 71 j 62 | 61 | 54 | 53 ! 75 | 73 | 60 | 59 |
. Продолжительность поапрессозеи 4Э ми-t. Дтина рыбы (без головы) 35—42 см. Температура воздуха 0°С.
10 |
(post-rigor)
1 »
ч о
о <->
в «
^ <У
0,10
0,10
0,09
0,10
47
49
46
о
СУ
Ч В Ьй
oefm
О О о
В В су
0,10
0,10
0,09
0,10
47
1 46
47 1 47 1

Табл ица 3
Предел прочности и относительное удлинение мышечной ткани размо роженного линя
Показатели
Предел
прочности,
кгс/см2
Номер образца 1
1
2
3
В среднем

Относительное
удлинение, од
1
2
3
В среднем
Давление подпрессовки, kzcjcm2
0,01 0,03 0,05
4 ч
(pre-rigor)
толща
0,40*
0,30
0,30
0,30
90*
85
83


верхность
0,40*
0,31
0,30
I-
толща
0,31
0,26
0,29
0,31 ! 0,29
88*
86
83
84 | 85
80
78
77
78
0,07
Продолжительность хранения до замораживания, сутки
-3
тог)


верхность
0,30
0,28
0,29
0,29
79
78
78
5-7
(post-rigor)
толща
0,25
0,23
0,24
0,24
60
60
60


верхность
0,26
0,23
0,25
4 ч
(pre-rigor)
толща
0,31
0,30
0,31
0,25 | 0,31
60
60
61
78 | 60 j 60
85
88
87
87


верхность
0,30
0,32
0,31
1-3
(rigor)
толща
0,26
0,27
0,27
0,31 | 0,27
85
90
88
88
77
75
76
76


верхность
0,26
0,23
0,27
0,27
76
76
77
76
5-7
(post-rigor)
телща
0,24
0,25
0,25
0,25
66
65
66
66


верхность
0,25
0,26
0,26
0,26
67
67
67
67
4 ч
(pre-rigor)
толща
0,30
0,29
0,30


верхность
0,32
0,31
0,32
0,30 | 0,32
88
88
88
88
90
89
89
89
1-3
(rigor)
толща
0,25
0,25
0,25
0,25
65
65
65
65


верхность
0,26
0,25
0,26
0,26
67
66
67
67
5-7
(post-rigor)
толща
0,24
0,24
0,24
0,24
66
60
65
63


верхность
0,25
0,25
0,25
0,25
67
61
65
64
4 ч
(pre-rigor)
толща
0,32
0,34
0,33
0,33
86
93
88
89


верхность
0,32
0,35
0,34
0,34
88
93
88
90
П р и'м ечание. Длина рыбы 25—30 см (* — 32 см).
Табл ица 4
Предел прочности и относительное удлинение мышечной ткани размороженной трески
Показатели
Предел
прочности, кгс/см2
Номер образца
1
2
3
В среднем
Относительное
удлинение, од
1
2
3
Давление подпрессовки, кгс\см?
0,01 j 0,03 0,05
Продолжительность хранения до замораживания, сутки
2-3
(rigor)
толща
0,12
0,11
0,12


верхность
0,14
0,13
0,12
0,12 | 0,13
51
48
52
В среднем | 50
50
49
52
5
(post-rigor)
толща
0,08
0,09
0,08
0,08
47
50
48
50 1 48


верхность
0,03
0,10
0,03
0,09
47
50
48
48
10
(post-rigor)
толща
0,05
0,05
0,07


верхность
0,05
0,06
0,07
0,06 | 0,06
46
45
45
45
46
45
45
45
2-3
(rigor)
толща
0,13
0,14
0,12
0,13
53
56
56


верхность
0,14
0,15
0,12
0,14
54
56
56
55 | 55
5
(post-rigor)
толща
0,10
0,09
0,10
0,10
49
48
47
48


верхность
0,11
0,09
0,10
0,10
50
48
48
10
(post-rigor)
толща
0,07
0,07
0,03
0,07
43
42
45
49 | 43


верхность
0,07
0,07
0,07
0,07
44
43
46
2-3
(rigor)
толща
0,15
0,14
0,14
0,14
55
51
53
44 j 53


верхность
0,16
0,14
0,15
0,15
56
52
55
5
(post-rig о г)
толща
0,10
0,10
0,11
0,10
48
47
46
54 | 47


верхность
0,11
0,11
0,11
0,11
49
43
47
48
10
(post-rigor)
толща
0,08
0,07
0,09
0,08
43
42
44
43


верхность
0,09
0,08
0,10
0,09
44
44
44
44
Примечание. Длина рыбы (без головы) 38—42 см.

ностями морфологической структуры ткани
отдельных видов рыб, количественным и
качественным составом фибриллярных белков, в
частности структурных белков соединительной
ткани, от которой, как отмечают Бладергрен
[9], Поликар и Бо [10], в основном зависит
прочность ткани.
Экспериментально установлено, что после
замораживания и дефростации рыбы
структурно-механические свойства ткани
ухудшаются. Этим можно объяснить еще большее
разрушение гистологической структуры
мышечной ткани после повторного
замораживания рыбы [1].
Как видно из табл. 1 и 3, предел прочности
мышечной ткани линя после замораживания и
последующей дефростации уменьшается на
25—30%, а относительное удлинение на 8—
19% по сравнению с незамороженной тканью.
Предел прочности мышечной ткани трески
(табл. 2 и 4) после замораживания и
дефростации уменьшается на 23—48%, а
относительное удлинение на 14—28% по сравнению
с незамороженной тканью. Результаты
исследования мышечной ткани салаки [3] также
показывают ослабление ее
структурно-механических свойств после замораживания и
дефростации.
Чем дольше хранилась рыба до
замораживания, т. е. чем более ослаблена прочность
мышечной ткани, тем большие структурные
изменения происходят в ткани в результате
замораживания и дефростации.
Экспериментальными исследованиями
установлено, что принятые давления подпрессовки
не ухудшают структуры и
структурно-механических свойств мышечной ткани указанных
видов рыб. Так, при замораживании линя с
давлением подпрессовки от 0,01 до 0,07 кгс/см2
предел прочности и относительное удлинение
ткани дефростированной рыбы не изменяются
(см. табл. 1 и 3). Давление подпрессовки
0,01—0,05 кгс/см2 не влияет также на предел
прочности и относительное удлинение ткани
трески (см. табл. 2 и 4). Следовательно,
можно заключить, что указанные величины
давления подпрессовки не оказывают
разрушительного влияния на ткань исследованных рыб. Это
подтверждают гистологические исследования
подпрессованнои при замораживании трески
(см. рис. 1—3). Видимое разрушение
структурно. 1. Поперечные срезы трески,
замороженной iB состоянии rigor после 2—3 дней
хранения во льду (увеличение в 90 раз):
а — толща блока (давление подпрессовки
0,01 кгс/см2); б — поверхность блока
@,03 кгс/см2); в — поверхность блока
@,05 кгс/см2).
44

ры происходит лишь в связи с
замораживанием рыбы в состоянии post-rigor при любом из
принятых давлений подпрессовки, особенно
после 10 дней хранения во льду до
замораживания, когда прочность ее ткани
(независимо от того, взяты образцы из толщи или с
поверхности блока), как отмечалось выше,
значительно ослаблена.
Исследовалось также влияние давления
подпрессовки на товарный вид рыбы.
Установлено, что указанные выше давления
подпрессовки неодинаково влияют на рыбу при
замораживании. Так, давление подпрессовки
0,05 кгс/см2 сильно деформирует треску и
ухудшает ее товарный вид в состоянии post-rigor
после 10 дней хранения до замораживания,
когда прочность ткани значительно понизилась.
Но это же давление подпрессовки почти не
изменяет внешнего вида трески и линя после
1—5 дней хранения во льду до
замораживания. Величина давления подпрессовки
0,07 кгс/см2 приводит к значительной
деформации линя, в состоянии rigor и post-rigor, что
снижает товарное качество рыбы, но
вследствие более высоких прочностных свойств в
состоянии pre-rigor линь после подпрессовки
деформируется сравнительно мало.
Подпрессовка уплотняет блоки рыбы,
повышает их контакт с поверхностью охлаждения
и тем самым создает возможность сократить
продолжительность замораживания. При
давлении подпрессовки 0,03 кгс/см2
продолжительность замораживания различных рыб
уменьшается в среднем на 12—18%.
Учитывая влияние давления подпрессовки
на структуру, прочностные свойства ткани и
товарное качество рыбы, а также его
интенсифицирующее действие при замораживании,
оптимальными давлениями подпрессовки
можно считать: для трески — 0,05 кгс/см2 в
состоянии rigor после 2—3 дней и в состоянии post-
rigor после 5 дней хранения во льду,
0,03 кгс/см2 в состоянии post-rigor после 10
дней хранения во льду; для линя—0,07 кгс/см2
в состоянии pre-rigor после 4 ч хранения во
льду, 0,03 кгс/см2 в состоянии rigor и post-
rigor соответственно после 1—3 и 5—7 дней
хранения во льду до замораживания.
Рис. 2. Поперечные срезы трески,
замороженной в состоянии post-rigor после
5 дней хранения во льду (увеличение в
90 раз):
а — толща блока (давление подпрессовки
0,01 кгс/см2); б — поверхность блока
@,03 кгс/см2); в — поверхность блока
F,05 кгс/см2).
45

Р«с. 3. П»»%«» еГ^^г ».«„ ж и „„„я,,, pos,.rtg„r „«„
(U,Uo K8C/CM ).
Таким образом, вследствие неодинаковых
структурно-механических свойств мышечной
ткани разных видов рыб в различном постмор-
тальном состоянии давление подпрессовки
при замораживании должно быть
дифференцировано с учетом вида, постмортального
состояния и товарного качества рыбы.
ЛИТЕРАТУРА
1. Пи ска рев.А. И., Камин ар екая А. К, Лукь-
я н и ц а Л. Г. Качественные изменения рыбы при
замораживании. М., Госторгиздат, 1960
2. П;и ска рев А. И. О некоторых особенностях изме-
вазлицнТ/пЛ^ГИЧеСК°Й СТРУКТУРЫ животной ткани
различных объектов при замораживании. Доклад на
II Международном конгрессе по вопросам науки и
технологии пищевой промышленности в Варшаве. М,
3. Федорова Н. К., Пискарев А. И.
Исследование структурно-механических свойств
ни в связи с замораживанием рыбы
техника», 1968, J\fb 9
4. Роскин Г. И., Левинсон Л Б
^ская техника, М., «Советская наука»
мышечной тка-
«Холодильная
Микроскопиче-
1957.
О мышечной деятельности. М.»
5. Сент-Д ьер дьи.
Медгиз, 1947.
6. Заалишвили М. М., Микадзе Г В Роль ак
тина в мышечной ткани и некоторые 'вопросы тео-~
рии мышечного сокращения. «Биохимия», 1959" т 24,
?' шбе?ГКрЙкБ- И- Иванов И. и., Марда.
шев UP. Биологическая химия. М., Медгиз 1965
«.Николаев Б. А. Измерение
структурно-механических свойств пищевых продуктовРУМ.^<Экономика>>,
9* БбиологииГмеи,я- Физическая х™™ в медицине и
ииологии. м., Изд-во иностр. лит., 1951
10. По лика р А, Б о Ш. А. Субмикроскопические
ЕиТшбГТ°К " ™НеЙ В Н0Ре И ""-о ™м!
¦

ОБМЕН ОПЫТОМ
Трехпозиционная вакуум-формовочная машина
621.565.92:621.744.4
Машина предназначена для изготовления Лист полистирола, закрепленный на тележ-
холодильных камер домашних холодильников ке, нагревается. По достижении требуемой
емкостью 160 л из листового полистирола эластичности листа тележка перемещает его,
(глубина вытяжки до 500 мм). после чего формовочная камера поднимается
Машина работает следующим образом. и прижимает лист к упорной плите (рис. 1, а).
У/////Л
.\^NN^N^^SSSSlSSSSSSSSSSSSSSSSSSI
Рис. 1. Процесс изготовления
холодильной камеры:
а — исходное положение нагретого
листа; б — прогиб листа вследствие
создания под таим вакуума; в —
формование на пуансон; г —
окончательное положение перед
удалением готового изделия; 1 — пуансон;
2 — нагретый лист полистирола; 3—
Формовочная камера; 4 — упорная
плита.
шш.
I
У//////Л
^\\\\\\\\\\\\^\N|>NV\\\4\\\SN\\\S\\S
yzzzza
При отсасывании воздуха из формовочной
камеры лист прогибается вниз; одновременно
пуансон опускается до упора (рис. 1,6).
Затем в камеру подается сжатый воздух. Из
пуансона воздух отсасывается и формование
изделия заканчивается (рис. 1, в).
47

После некоторой выдержки и охлаждения
изделия формовочная камера и пуансон
отводятся и отформованное изделие извлекается
из машины (рис. 1, г).
Размеры холодильной камеры,
изготавливаемой на этой машине: длина 1050 мм, ширина
460 мм, глубина 450 мм.
Длительность формования одной
холодильной камеры, ее удаления и укладки нового
листа (ритм работы) определяется временем,
необходимым для нагрева листа. Средняя
производительность машины 22—25 шт/ч.
Несущая основа машины — гидравлический
пресс с верхней и нижней подвижными
траверсами (рис. 2). Нижняя плита 1, укрепленная
на фундаменте, несет четыре колонны 2,
связанные верхней плитой 3. На верхней плите
укреплен гидравлический цилиндр 4 для
передвижения верхней траверсы 5 с пуансоном 6;
на нижней плите — гидравлический цилиндр?
для перемещения нижней траверсы 8, несущей
формовочную камеру 9.
Под упорной плитой 10, закрепленной на
четырех стойках, расположены подвижные
направляющие 11, жестко соединенные с
втулками, скользящими по колоннам.
Тележка 12 имеет две ячейки 13 и 14, в
которые укладываются листы полистирола.
Когда одна из ячеек с зажатым в ней листом
обогревается (позиции А или -б), вторая
находится на формовочной позиции В. Тележка
периодически перемещается (на рис. 2 она
изображена в правом положении).
По обе стороны пресса, над и под листом
полистирола, расположены нагревательные
панели 15. Двусторонний нагрев листа ускоряет
процесс и ритм работы машины, а также
обеспечивает равномерное распределение
температуры в листе.
Машина обслуживается вакуумным насосом
ВН-1 с ресивером емкостью 0,5 м3. Сжатый
воздух давлением 3—4 кгс/см2 подводится от
общезаводской пневматической сети.
Бак для масла, насосы и гидравлическая
аппаратура, смонтированные на баке,
располагаются в яме фундамента под полом.
Управление машиной, включение систем ва-
куумирования и подачи сжатого воздуха
осуществляются с пульта управления.
Л. В. ГАРАНИН, Б. Г. ОСКОЛКОВ
Рис. 2. Схема вакуум-формовочной машины.
¦

Схема контроля срабатывания реле РТП-1
621—52
PT/7-f
Схема контроля срабатывания реле РТП-,1:
/, 2, 3 — гнезда для проходных контактов
компрессора; Зв — звонок; Лс — электрическая лампа;
Вк — (выключатель; РТП-1 — реле; АРТ-2 —
терморегулятор; Р и П — рабочая и пусковая обмотки
двигателя дхм.
В лаборатории холодильников завода
им. Лихачева используется электросхема
контроля срабатывания реле тепловой защиты
РТП-1 при испытании дефектных
холодильников.
Электрическая лампа и звонок (см.
рисунок) подключаются к входной клемме
(верхней) и к контактному гнезду № 3 реле РТП-1
с помощью изолированных проводов, концы
которых оголены на 8—10 мм.
При срабатывании защитного реле
контакты его размыкаются, что вызывает появление
напряжения на лампе и звонке,
присоединенных параллельно этим контактом.
Электрическая лампа остается включенной
при разомкнутых контактах реле РТП-1,
Звонок можно выключать с помощью
выключателя Вк.
Рассмотренная схема удобна и надежна в
работе, легко изготавливается на месте.
И. С. БАЛАКЛЕЙЦЕВ
Передающее устройство для дистанционного контроля
температуры в охлаждаемом объекте
681.2.002.56 — 52
В процессе эксплуатации холодильных
установок иногда возникает необходимость в
постоянном диспетчерском контроле
температуры в охлаждаемом объекте.
При больших расстояниях между
диспетчерским пунктом и контролируемым объектом
трудно обеспечить качественную передачу
информации, так как колебания температуры и
влажности окружающего воздуха, от которых
зависят сопротивление линии связи, ее
проводимость и качество изоляции, а также помехи
могут исказить показания.
Предлагаемое частотно-импульсное
передающее устройство с двухпроводной линией
связи (см. рисунок) обеспечивает надежную и
точную передачу информации о
температурном режиме в охлаждаемом объекте на
большие расстояния при наличии помех и
непостоянстве параметров линии связи.
Устройство состоит из измерительного
моста, двухкаскадного балансного усилителя,
балансного эмиттерного повторителя и ферро-
транзисторного мультивибратора.
Датчиком устройства служат два
параллельно соединенных медных терморезистора
/?ti и Rt2> включенные в плечо измерительного
моста. Переменным резистором R\
производится балансировка моста и устанавливается
49

Принципиальная схема частотно-импульсного передающего устройства:
Ять #т2 — терморезисторы; Т\—ТА — триоды МП 105; Т$—Г8 — триоды МП16Б; МГЭ—магнитно-гистере-
зисный элемент; Д\ — диод Д226А; Ru #7, R12, Rie — переменные резисторы СПО-0,5; i?2—#6, Rz—Ru,
#13—^15 — резисторы МЛТ-05; R17—R26 — резисторы МЛТ-1.
резисторы
верхний или нижний предел измерения
температуры (в зависимости от полярности
подаваемого на мост напряжения).
Двухкаскадный балансный усилитель
собран на плоскостных кремниевых триодах
МП 105 по схеме с общим эмиттером и
симметричным входом. Такая схема менее
подвержена влиянию температуры при идентичных
характеристиках используемых триодов. В этом
случае дрейф тока и напряжения в нагрузке
будет равен нулю за счет одинакового
абсолютного дрейфа в обеих частях каскада.
Переменным резистором R\2 уравниваются
потенциалы коллекторов при накоротко
замкнутых баз.ах триодов Тх и Т2, а переменным
резистором R7 устанавливаются одинаковые
потенциалы баз соответствующих триодов.
Соединение каскадов усилителя выполнено
гальванически: база триода второго каскада
соединена с коллектором первого каскада.
Повышение эмиттерных потенциалов второго
каскада достигается увеличением сопротивления
резисторов /?i6, Ri8. Величина резистора R\6
выбирается из условия:
А и
б max
А16 —
где Аибтах — максимальная разность
базовых потенциалов;
1Э — ток покоя триода.
Выходное сопротивление усилителя
согласуется с входным сопротивлением ферротран-
зисторного мультивибратора с помощью
балансного эмиттерного повторителя, который,
как и однотактный эммитерный
повторитель, не дает усиления по напряжению и
характеризуется малым выходным
сопротивлением.
резисторы/
Ферротранзисторный мультивибратор,
собранный на германиевых триодах Г7, Г8
(МП16Б), предназначен для преобразования
подаваемого на него напряжения в частоту
следования импульсов. Это достигается путем
перемагничивания сердечника гистерезисного
элемента МГЭ. Время перемагничивания ts
определяется из уравнения:
В
ts = 25 (о2
где S
гистерезисного
сечение сердечника
элемента;
число витков обмотки, включенной в
цепь базы триода;
величина магнитной индукции в
сердечнике;
напряжение источника питания.
Отсюда частота выходных импульсов
/ Е
со2
В
Е
J 2tQ
4S<o0?
т. е. частота выходных импульсов ферротран-
зисторного мультивибратора пропорциональна
напряжению Е источника питания.
При изменении напряжения от 2 до 10 в
частота возрастает от 300 до 1300 гц. Эти-данные
приведены для ферротранзисторного
мультивибратора с сердечником из материала 65 НП
сечением 35 мм2 и количеством витков оI = о)з =
= 30, 0J = 0L=170 ПрИ /?23 = #24 = 51 ОМ.
Работа схемы сводится к следующему.
Измерительный мост преобразует величину
изменения температуры исследуемого объекта в
пропорциональную величину электрического
сигнала. Этот сигнал, воспринимаемый двух-
каскадным балансным усилителем, через эмит-
50

терный повторитель изменяет величину
подаваемого на ферротранзисторный
мультивибратор напряжения, что вызывает
соответствующее изменение частоты выходных импульсов.
С выходов 1 и 2 частотно-импульсный сигнал
подается в линию связи непосредственно или
через согласующую ячейку.
Подобное передающее устройство,
отличающееся только исполнением усилителя, было
применено для диспетчерского контроля тем-
ХРОНИКА
С 3 по 6 июня iB Ленинграде проходил семинар по
кондиционированию воздуха, организованный
Ленинградским домом научно-технической пропаганды
совместно с Ленинградским областным правлением НТО
стр ошшд устрии.
В работе семинара участвовало свыше .трехсот
специалистов по кондиционированию воздуха из
различных городов Советского Союза.
На первом заседании после вступительного слова
председателя Оргкомитета канд. техн. наук
А. Т. Аверьянова основной доклад на тему
«Современное состояние и перспективы развития техники
кондиционирования воздуха в СССР» сделал доктор техн.
наук, проф. Е. Е. Карпис.
Он отметил, что, несмотря на значительные успехи,
достигнутые отечественным кондиционеростроением,
потребность народного хозяйства в кондиционерах
удовлетворяется далеко не полностью. Производством
оборудования для кондиционирования воздуха занимается
более полутора десятков различных организаций,
ведомств, деятельность которых никем не
координируется. Разработка нового оборудования должна быть
сосредоточена во ВНИИкондвентмаше, но этот институт
находится пока в стадии организации. Кроме
машиностроительного института, необходимо создать головной
институт, который решал бы проблемные вопросы
кондиционирования воздуха.
Всего на семинаре было сделано ювыше сорока
докладов, охвативших широкий круг вопросов:
процессы обработки воздуха и методика расчета; схемы и
установки кондиционирования воздуха; оборудование
для кондиционирования воздуха; наладка и
эксплуатация установок; теплообмен в аппаратах;
автоматизация установок кондиционирования воздуха;
гигиенические вопросы.
Для специалистов, работающих в области холодиль-
пературы в холодильной камере. Расстояние
между объектами составляло около 500 ж.
Линией связи служил телефонный кабель. В
качестве приемного устройства использовался
конденсаторный частотомер ЧИ-2П. Работа
передающего устройства в целом была вполне
удовлетворительной.
В. В. МИРОНЕНКОВ — Ленинградский
специализированный комбинат холодильного оборудования
ной техники, могут представить интерес следующие
доклады:
— Специфические особенности тепло- и холод
©снабжения систем кондиционирования воздуха (канд. техн.
наук Б. В. Баркалов — Промстройпроект);
— О наружном теплообмене в пластинчатых
поверхностях (доктор техн. наук А. А. Гоголин — ВНИХИ);
— Влияние инея на теплообмен в
воздухоохладителях (инж. Б. К. Явнель — ВНИХИ);
— Использование абсорбционных холодильных
машин, работающих на растворе бромистого лития в
метаноле в системах кондиционирования воздуха (инж.
Б. Я. Журавленко и канд. техн. наук Э. Р. Граем ан —
Институт технической теплофизики АН УССР);
— Технологические кондиционеры для пищевой
промышленности (доктор техн. наук А. А. Гоголин-, канд.
техн. наук Е. М. Агарев, инж. С. Ф. Богатырева и инж.
Л. Н. Тихомирова — ВНИХИ);
— Технико-экономические показатели систем
кондиционирования воздуха с воздушными турбохолодильны-
ми машинами (канд. техн. наук В. И. Прохоров—
ГипроНИИполиграф);
— К вопросу технико-экономического обоснования
выбора источника холодоонабжения для систем
кондиционирования воздуха (канд. техн. наук А. А. Пекло©,
инж. Т. А. Степанова — Киевский
инженерно-строительный институт).
В принятом семинаром решении отмечается
инициатива ряда наладочных, проектных и учебных
организаций в проведении научно-исследовательских работ по
кондиционированию воздуха, однако координация этих
работ еще недостаточна. Указывается на необходимость
организации головного института по кондиционированию
воздуха и выпуска специального журнала по этому
вопросу.
Семинар по кондиционированию воздуха
в промышленных и гражданских зданиях
¦

из
ния
Класс 17а, 4/02 МПК F 25 b
№ 237173 A192702/24-6 от 24 октября 1967 г.).
В. С. Ужанский, А. А. Софер, М. М. Зоткин,
В. В. Катерухин, Ю. А. Шапошников и
В. П. Алымов
Вихревая труба
Вихревая труба, содержащая улиткообразную
камеру с соплом для ввода сжатого воздуха (газа),
диафрагму с центральным отверстием для выхода холодного
потока и дроссельный вентиль на горячем конце трубы
Автоматический регулятор перегрева
холодильной машины
Автоматический регулятор перегрева холодильной
машины, содержащий термочувствительные элементы,
один из которых установлен в жидкостном
трубопроводе между конденсатором и испарителем, а другой —
в трубопроводе между испарителем и компрессором, и
соленоидный вентиль, срабатывающий по сигналу
разности температур термочувствительных элементов,
отличающийся тем, что с целью повышения надежности
защиты холодильной машины при прорыве горячего
пара из конденсатора в испаритель в жидкостном
трубопроводе между конденсатором и испарителем
установлена паровая ловушка, выполненная в виде конуса,
переходящего в цилиндр, верхняя часть которого
соединена при помощи капилляра с паровой линией, а
термочувствительный элемент установлен в верхней части
торцовой поверхности цилиндра.
Класс 17а, 5
МПК F 25 b
№ 237176 A203473/24-6 от 15 декабря 1967 г.)
Авторы изобретения Ю. С. Рудаков и А. М.
Перфильев.
Заявитель Московский машиностроительный завод
«Знамя труда»
для вывода горячего потока, отличающаяся тем, что с
целью повышения термодинамической эффективности
сопло .выполнено с сечением в виде параллелограмма,
основания которого размещены под углом наклона к
плоскости диафрагмы 83—85°, а поверхность камеры
имеет конусообразную форму.
Классы 17f, [7/01; 17а, 13/01 МПК F, 28 d; F 25 b
№ 235777 A135950/24-6 от 22 февраля 1967 г.)
А. И. Рудная
Способ оттаивания снеговой шубы испарителя
Способ оттаивания снеговой шубы испарителя,
например домашних холодильников, путем прогрева его
поверхности, отличающийся тем, что с целью ускорения
процесса оттаивания прогрев осуществляют наведением
в испарителе вихревых токов, например, с помощью
понижающего трансформатора.
Классы 17f, 7/01; 17а, 13/01 МПК F, 28 d; F 25 b
№ 235778 A156414/24-6 от 18 апреля 1967 г.)
А. И. Рудная и Н. М. Рудный
Устройство для оттаивания снеговой шубы испарителя
Устройство для оттаивания снеговой шубы
испарителя, например домашних холодильников, содержащее
понижающий трансформатор, первичная обмотка
которого включена в электрическую цепь переменного тока,
отличающееся тем, что с целью ускорения процесса
оттаивания первичная обмотка укреплена на стенке
испарителя с тем, чтобы последний служил вторичной
обмоткой трансформатора для наведения в нем
вихревых токов.
¦

= новости ==
ИНОСТРАННОЙ
ТЕХНИКИ =====
Воздухоохладители, применяемые на холодильниках Франции
В конце 1968 г. советские специалисты, посетившие
Францию, ознакомились с воздухоохладителями и
системами воздухораспределения на французских
холодильниках при охлаждении, замораживании и хранении
мясных, молочных и других продуктов. Были осмотрены
холодильники в г.г. Аррасе, Рэнжиее, Витри-на-Сене и
на парижской бойне Ля Виллетт, а также заводы фирм
«Фрига» и «Сокаф-Лялоз», изготовляющие
воздухоохладители.
Воздухоохладители нашли широкое применение на
французских холодильниках в связи с тем, что в
настоящее время все замороженные пищевые продукты
хранятся в упакованном виде. Это в значительной
степени упрощает эксплуатацию воздухоохладителей, так
как уменьшается количество конденсирующегося на
батареях инея.
Во Франции выпускаются воздухоохладители
различных типов: постамштные (напольные и пристенные)
и подвесные (потолочные и пристенные), располагаемые
в холодильной камере, а также выносные,
располагаемые в техническом коридоре.
Для обеспечения холодопроизводительнюсти 30—
40 тыс. ккал/ч используются обычно подвесные
воздухоохладители, а большей, до 70 тыс. ккал/ч, — постамент-
ные.
При проектировании воздухоохладителей разность
между температурой воздуха и температурой кипения
холодильного агента принимается равной 7—10°С (для
фруктовых камер 5—6°С), а разность температур
входящего и выходящего воздуха 3—4°С.
Коэффициент теплопередачи аммиачных оребренных
воздухоохладителей 13—14 ккал/(м2'Ч*град).
Кратность циркуляции воздуха в камерах хранения
с температурой до —30°С принимается 25—-30 объемов
в час, в камерах охлаждения —80—100 объемов в час.
Все аммиачные воздухоохладители, монтируемые на
холодильниках, заводского изготовления. Однако для
них не существует общепринятой градации по
поверхности батарей или холодопроизвадительноети. Для
каждого строящегося холодильника аммиачные
воздухоохладители изготовляются по индивидуальным заказам,
в соответствии с калорическим расчетом, но с
унификацией в пределах каждого холодильника.
В применяемых на разных холодильниках аммиачных
воздухоохладителях много общего.
В камерах охлаждения и замораживания мяса
воздухоохладители, как правило, устанавливаются над
ложным потолком или в торце туннеля.
Напольные воздухоохладители, применяемые в
камерах хранения, снабжаются всасывающими окнами (в
нижней части) и диффузорами для раздачи воздуха по
всему объему камеры (в верхней).
В последнее время в камерах хранения все чаще
используются подвесные аммиачные воздухоохладители,
так как тем самым более просто решается проблема
распределения воздуха в камерах. Широкое
распространение этих воздухоохладителей можно объяснить
также одноэтажностью строящихся распределительных
холодильников с рааводкой трубопроводов по чердачному
помещению или на крыше.
Подвесные воздухоохладители располагают в
зависимости от размеров камер либо вдоль стен напротив
друг друга, либо посредине камеры с
распределительными воздуховодами в обе стороны.
Напольные воздухоохладители монтируют у
торцовой стены камеры или между коллонами,
пристенные — вдоль длинной стены камеры.
На холодильнике в г. Витри-на-Сене A-ая очередь)
установлены постаментные пристенные аммиачные
воздухоохладители (рис. 1) поверхностью охлаждения
255 ж2.
Высота каждого воздухе охлади теля около 5 м,
длина 6,6 м, диаметр труб 43/38 мм. Ребра круглые,
насадные, диаметром 110 мм, толщиной 1 мм. Контакт ребер
с трубами достигается за счет горячей оцинковки.
Воздухоохладитель снабжен тремя осевыми
вентиляторами производительностью по 10 тыс. м3/ч каждый.'
Вентиляторы имеют жалюзи, автоматически
закрывающиеся при их остановке. Охлаждающая поверхность
разбита на две части: одна занимает треть поверхности,
другая — две трети. Различные варианты включения
этих частей и вентиляторов позволяют регулировать
холод опроизводительность воздухоохладителя в
широком диапазоне. Максимальная холод опроизводитель-
ность 40 тыс. ккал/ч.
Воздух
Рис. 1. Аммиачный пристенный воздухоохладитель
(холодильник в г. Витри-на-Сене — 1-я очередь):
1— вентиляторы 0^500 мм; 2 — труба 0 43/38 мм;
3 — ребро толщиной 1 мм; 4 — коллектор для подачи
воды в оросительное устройство; 5 — коллектор для
отвода паров аммиака; 6 — привод жалюзи; 7 —
верхние жалюзи; 8 — коллекторы для подачи жидкого
аммиака; 9 — нижние жалюзи.
53

Имей с оребрениых батарей воздухоохладителя
снимается водой с электрообогревом поддона и
трубопроводов для отвода талой воды. Для оттаивания всех
воздухоохладителей имеется централизованная система
с водяным баком емкостью 15 м3, в котором
поддерживается постоянный уровень. Питается система от
артезианской скважины с помощью насоса
производительностью 30 м3/ч. Вода к орошающим устройствам подается
двумя электронасосами (один резервный) мощностью
10 л. с. каждый. Подача воды в орошающие
устройства и отвод талой воды регулируются моторными
вентилями. Оттаивание автоматическое по реле времени.
Особенность конструкции воздухоохладителя —
оборудование автоматическими устройствами,
изолирующими его оребренную поверхность от объема камеры во
время снятия инея, что в значительной степени ускоряет
этот процесс, а также предотвращает повышение
температуры воздуха в камере.
Во второй очереди холодильника в г. Витр;и-на-Сене
используются подвесные аммиачные воздухоохладители
поверхностью охлаждения 60 м2, выполненные из труб
диаметром 43/38 мм с круглыми насадными ребрами
диаметром ПО мм. Шаг ребер 15 мм.
Каждый воздухоохладитель имеет два осевых
вентилятора производительностью по 3 тыс. м3/ч с
электродвигателем мощностью 0,75 л. с. Поддон
воздухоохладителя из оцинкованной стали толщиной 2 мм
изолирован стекловатой.
Иней с оребрениых батарей воздухоохладителя
снимается горячими парами аммиака. Электрообогрев
поддона и сливных труб включается автоматически за
несколько минут до начала оттаивания. Мощность
нагревателей поддона 2 кет. Сливные трубы обогреваются
гибким электрическим проводом с высоким омическим
сопротивлением, Длина провода выбирается из расчета
мощности 100 вт на 1 пог. м трубы.
В тех же камерах над тамбуром дополнительно
установлены воздухоохладители аналогичной
конструкции, но более мощные. Трубы расположены в них в 10
рядов по вертикали и 18 по горизонтали. Вентиляторы
установлены большей производительности.
Воздухоохладители снабжены жалюзи, направляющими движение
воздуха при его работе и изолирующими оребренные
батареи от объема камеры при оттаивании инея.
На холодильнике в г. Лррасе работают подвесные
аммиачные воздухоохладители (рис. 2), поставленные
шведской фирмой. Они состоят из труб диаметром
25 мм, расположенных в 17 рядов по вертикали и 10
по горизонтали, Оребренные батареи имеют двойные
параллельные шланги с двойным шагом труб. Трубы
змеевика одного шланга расположены между трубами
змеевика другого шланга. Шаг между трубами 75 мм.
Рис. 2. Аммиачный подвесной воздухоохладитель
(холодильник в г. Аррасе):
/ — вентиляторы 0~6ОО мм; 2 — трубы 0 25 мм; 3—
коллектор для подачи жидкого аммиака; 4 — коллектор
для отвода паров аммиака; 5 — ребра толщиной 1 мм
с шагом 18 мм.
Ребра пластинчатые, стальные, толщиной 1 мм. Шаг
ребер 18 мм. Использование труб меньшего диаметра,
включенных параллельно в два шланга, очевидно,
позволяет получить более компактную конструкцию
воздухоохладителя по высоте.
Каждый воздухоохладитель снабжен тремя
осевыми вентиляторами с диаметром рабочего колеса около
600 мм.
Работает воздухоохладитель по насосной схеме.
Аммиак подается в него снизу. Иней оттаивается
горячими парами аммиака, талая вода удаляется, из поддонов
насосами, установленными на крыше холодильника.
Аммиачный воздухоохладитель, используемый в
камерах быстрого охлаждения мяса на холодильнике
бойни Л я Виллетт, показан на рис. 3.
Воздухоохладитель выполнен из труб диаметром
43/38 мм с насадными круглыми ребрами диаметром
ПО мм и толщиной 1 мм. Шаг ребер по ходу воздуха
переменный: 18, 15 и 10 мм. Трубы расположены по
вертикали в 14 рядов, а по горизонтали в 24 ряда.
Воздухоохладитель состоит из четырех последовательно
соединенных секций по 6 рядов труб каждая. Над
каждой секцией установлена орошающая батарея для
подачи воды при оттаивании инея. Воздухоохладитель
снабжен одним осевым многолопастным вентилятором с
диаметром лопастного колеса около 1000 мм.
Холодильный агент подается снизу. Холод о производительность
воздухоохладителя 75 тыс. ккал/ч.
Воздухоохладители аналогичной конструкции, но с
шагом ребер 18 мм, используются также в
морозильных камерах. Их холодопроизводительноеть
50 тыс. ккал/ч, производительность вентилятора
50 тыс. м3/ч. Иней с поверхности воздухоохладителя
удаляется горячими парами аммиака.
В камерах хранения охлажденного мяса
используются постаментные воздухоохладители. По
горизонтали располагаются 7 рядов оребрениых труб того же
диаметра, что и трубы в воздухоохладителях,
установленных в камерах охлаждения мяса.
Воздухоохладители имеют оросительные устройства для оттаивания инея
водой. Осевые вентиляторы, расположенные
вертикально над батареей внутри кожуха, снабжены двухекорост-
ными электродвигателями.
Резюмируя характеристики описанных выше
аммиачных воздухоохладителей, можно сделать следующие
выводы:
во Франции используются аммиачные
воздухоохладители как постаментные, так и подвесные;
в воздухоохладителях, предназначенных для камер
хранения и морозильных камер применяется
постоянный шаг ребер 15—18 мм, что соответствует
коэффициенту оребрения, равному приблизительно 7;
в воздухоохладителях используется насосная
циркуляция холодильного агента с кратностью циркуляции,
равной 3—4;
иней оттаивают с поверхности воздухоохладителей
различными способами в зависимости от
температурного режима: в камерах с плюсовыми температурами —
водой, с минусовыми — горячими парами аммиака и
комбинированно: водой и горячими парами аммиака;
поддон и дренажные трубы обогреваются
электронагревателями;
воздухоохладители снабжены осевыми
многолопастными вентиляторами;
воздухоохладители в некоторых случаях имеют
жалюзи, позволяющие изолировать оребренную часть
воздухоохладителя от объема камеры при оттаивании, а
также регулировать холодопроизводительноеть и
кратность циркуляции воздуха включением различного числа
вентиляторов.
На холодильниках Франции наряду с аммиачной
используются фреоновые системы охлаждения. Так, в
54

Шаг ребер 10мм Шаг ребер 15мм Шаг ребер 18мм
i?3
а\
Вид С ^
1 В
Рис 3. Аммиачный -воздухоохладитель для камеры быстрого охлаждения мяса
(холодильник бойни Ля Виллетт):
I — вентилятор 0~ 1000 мм; 2 — коллектор для подачи воды в оросительное
устройство; 3 — коллектор для подачи жидкого аммиака; 4 — коллектор для
отвода паров аммиака; 5 — труба 0 43/38 мм; 6 — ребро толщиной 1 мм.
г. Рэнжисе построен холодильник с децентрализованной
системой охлаждения, в которой в качестве
холодильных агентов используются фреои-22 и фреон-502. Режим
в каждой камере поддерживается отдельным компрес-
сорно-конденсаторным агрегатом, работающим на один
в оз д ухо ох л адител ь.
Оребренные без металлического кожуха батареи
воздухоохладителя располагаются в изолированной
пристройке к камере, находящейся в техническом коридоре,
и торцом выходят в камеру через проем в стене.
Вентиляторы монтируются над батареями на стене камеры.
Воздухоохладитель состоит из секций (рис. 4) со
сплошными алюминиевыми ребрами на 16 рядов труб
по вертикали и 14 по горизонтали. Трубы красномед-
ные, расположение их — коридорное. Толщина ребер
0,35 мм, шаг 10 мм. Компоновка воздухоохладителя из
различного числа секций дает возможность получить
необходимую поверхность охлаждения.
(эдшУ
Рис. 4. Секция фреонового воздухоохладителя (холодильник в г. Рэнжисе):
/ — трубы 0 16 мм; 2 — ТЭНы 0 4 мм; 3 — ребро толщиной 0,35 мм; 4 —
распределитель фреона; 5 — ТРВ; 6 — коллектор для отвода паров фреона 0 5 мм.
55

В камерах емкостью 1200 мг установлены
двухсекционные воздухоохладители (рис. 5), а в камерах
емкостью 2200 мъ — четырехсекционные (рис. 6). В
двухсекционном секции примыкают друг к другу боковыми
сторонами. Четырехсекционный воздухоохладитель
представляет собой удвоенный по высоте двухсекционный
воздухоохладитель. Двухсекционные воздухоохладители
снабжены двумя осевыми вентиляторами с диаметром
лопастного колеса около 700 мм, четырехсекционные—
четырьмя, два из которых заключены в отдельный
кожух и могут быть отключены от общего потока
воздуха. Холодопроизводительность двухсекционного
воздухоохладителя 70 тыс. ккал/ч, четырехсекционного —
100 тыс. ккал/ч.
Фреон подается раздельно в каждую секцию через
распределитель типа «паук> снизу. Регулируется
подача с помощью ТРВ по перегреву паров. Отсасываются
пары фреона через общий трубопровод, в который
включены все секции.
Снятие инея с поверхности осуществляется с
помощью элекцронагревателей (ТЭНов), вмонтированных
в испарительные трубки воздухоохладителя. Мощность
ТЭНов двухсекционного воздухоохладителя 40 кет,
четырехсекционного 56 кет. Процесс длится 2 ч.
Замедленное оттаивание — результат того, что поверхность
воздухоохладителя в это время не изолируется от
объема камеры.
| gw^^^^^g^^^^^^Z^^SS^^^^^^^TOjp . *&1ЖкУУЧ\У
Рис. 5. Фреоновый двухсекционный воздухоохладитель (холодильник
в г. Рзнжисе):
/ — вентиляторы 0~7ОО мм; 2 — трубопровод для отвода паров фреона; 3 —
трубопровод для подачи жидкого фреона\ 4 — поддон.
Рис. 6. Фреоновый четырехсекционный воздухоохладитель (холодильник
в г. Рзнжисе):
/ — вентилятор 0~7ОО мм; 2 — кожух с крышкой; 3 — трубопровод для
отвода паров фреона; 4 — трубопровод для подачи жидкого фреона;
5 — поддон.
5S

Специализированные предприятия Франции
изготавливают фреоновые воздухоохладители разнообразных
типов и конструкций с широкой градацией по холодо-
пр О'изво дительности.
Фирмы «Сокаф-Лялоз» и «Фрига» выпускают
подвесные (потолочные и пристенные) и посгаментные
воздухоохладители. В воздухоохладителях используются
широколопастные, малоцхумные вентиляторы. Диаметр
вентилятора и их количество в воздухоохладителе
зависят от холодопроизводительности воздухоохладителя
Холодопроиз1водитедьеость подвесных
воздухоохладителей (рис. 7) составляет от 400 до 20000 ккал/ч, поста-
ментных поверхностью от 50 до 652 м2 (рис. 8) — от
10000 до 71000 ккал/ч. Воздухоохладители выполняются
из красномедных труб диаметром 10 и 16 мм с
алюминиевыми ребрами толщиной 0,18—0,35 мм. При
диаметре труб 10 мм шаг труб 25 мм, а при диаметре 16 мм
он равен 42,5 мм. Шаг ребер от 3,5 до 13 мм. В
некоторых воздухоохладителях используется переменный шаг
ребер: 9 и 6 мм.
Рис. 7. Фреоновый подвесной воздухоохладитель.
'Во фреоновых воздухоохладителях применяются
различные системы оттаивания инея с поверхности труб:
электрическая, водяная, воздушная и горячими ьарами
холодильного агента. При температурах воздуха в
камерах выше 2°С в основном используется воздушное
оттаивание, от 2 до —5°С — водяное (расход воды
0,1—0,35 л/ч на ккал/ч), при более низких—электрическое
(мощность электронагревательных элементов 0,6—
0,7 вт/ккал/ч, мощность электронагревательных
элементов для обогрева поддона 0,1—0,25 вт/ккал/ч).
Воздухоохладители с электрической системой оттаивания
оборудуются терморегуляторами, предотвращающими
чрезмерное повышение температуры оребренной части во
время оттаивания инея.
В настоящее время рядом предприятий создаются
•алюминиевые воздухоохладители на основе безкалачной
технологии, а также технологии соединения калача с
трубой с помощью специальных клеющих средств и
впрессовыванием его в трубу. Последняя разработана,
в частности, итальянской фирмой «Контардо» и носит
название «Алюбонд». Алюминиевые трубы
предполагается использовать также и в аммиачных
воздухоохладителях.
Рис. 8. Фреоновый постаментный
воздухоохладитель.
Производство воздухоохладителей во Франции
налажено на хорошо оснащенных специализированных
предприятиях. Это позволило применить современную
механизированную технологию производства оребрен-
ных батарей, снизить вес и стоимость
воздухоохладителей, автоматизировать их работу и значительно
повысить надежность.
На холодильники воздухоохладители поставляются
в комплекте со всей регулирующей аппаратурой и при-
б op ами ав том а тики.
М. Н. РОМАНОВ — ВНИХИ
¦

Некоторые характеристики новых холодильников США
Национальная ассоциация холодильных складов
США (NARW) собрала сведения о технических
характеристиках более чем 80 холодильников, построенных в
США после 1960 г., которые в известной мере
отражают тенденции развития холодильной техники.
Централизованные холодильные установки
применены на 78 холодильниках, система децентрализованного
охлаждения от автономных холодильных агрегатов для
каждой камеры — только на 5 холодильниках.
В качестве холодильных агентов аммиак
использован на 68 холодильниках, фреоны — на 15. Система
непосредственного охлаждения камер устроена на 71
холодильнике, рассольного охлаждения — на 8 (по 4
холодильникам сведений не получено).
На 77 холодильниках для тепловой изоляции
применены синтетические изоляционные материалы: пено-
полистирол на 66 и пенополиуретан на 11 предприятиях.
Обогрев грунта под холодильником осуществлен на
34 холодильниках с помощью воздушных каналов и на
26 — с помощью обогревающих труб.
Интересны сведения о средних фактических
температурах в камерах новых холодильников. В камерах
хранения охлажденных продуктов средняя температура
СПРАВОЧНЫЙ ОТАЕЛ
Рис. 1. Плотность жидких агентов:
Ф-11 [12]; Ф-12 [2, 17]; Ф-13 [2]; Ф-14 [7]; Ф-22 [8];
Ф-30 E]; С2Н4, С2Н61[6].
равна +0,6°С, замороженных продуктов —23,9°С и в
морозильных камерах —36,1°С.
На новых холодильных предприятиях преобладают
низкотемпературные камеры хранения замороженных
продуктов. В холодильниках всех назначений,
построенных в США за б лет (с конца 1961 г. по 1967 г.
включительно), емкость камер хранения охлажденных
продуктов составляет 400 тыс. т, а камер с температурой
ниже —17,8°С — 1240 тыс. т, т. е. 75%.
На универсальных холодильниках общего
пользования (распределительных) емкость камер хранения
охлажденных продуктов за 1961—1967 гг. практически не
изменилась (возросла только на 60 тыс. г), тогда как
прирост емкости камер с температурой —17,8°С и ниже
составил 860 тыс. т.
«Air Conditioning, Heating and Refrigeration News»,
1969, March 31, p. 45.
«Quick Frozen Foods», 1969, No. 1, p. 45.
Канд. техн. наук Д. Г. РЮТОВ — ВНИХИ
-ш -wo -so -60 -w -го о го wt°c
Физические свойства холодильных агентов
621.564
Систематизированные авторами литературные
данные [1—21] о свойствах холодильных агентов, приме- ^цгШ
няемых для низкотемпературных машин, представлены ^ ' "'
в виде графиков (рис. 1—6). Сведения о некоторых вы-
сококипящих агентах (например, Ф-11, Ф-30) приведены
в связи с использованием их в низкотемпературных
машинах в качестве теплоносителей.
Графики имеют две шкалы: основную (левая) в
единицах системы СИ и дополнительную (правая) — в
единицах, принятых в технической системе мер МКГСС.
Свойства перегретого пара даны при 1 ата, в
остальных случаях — для фазового равновесия жидкость-
пар.
16
№
а
3|^^^
? v-
?//
%^
i^
*N
58

'6 г
6 f
of-П
н
Ч
\
\
pmi
г
^J
Вж\
NJfc.
=
~l
Р&\
щ т
40 20 0 20 t°C
ч
Si-
и
1,0
0,8
0,6
0^
0,2
О
' -140 -12П -100 -80 W */7 20 0 ?0 t Г
Рис. 2. Коэффициенты динамической вязкости
жидкостей:
Ф-11 [2,13]; Ф-12|[17];Ф-13![9]; Ф-14[19]; Ф-22 [20]; Ф-30
[5]; Ф13В1 [13]; SF6i[2]; NH3![1, 18]; С2Н4 и С2Нб [6];
С2Н5ОН [4]; вода [4] (при 0°С Т1Н,0=
= 17,85 -10-* н-сек/м2).
61 г --т~
Рис. 4. Коэффициент теплопроводности
жидкостей:
Ф-11, Ф-22 A0, 11]; Ф-12, Ф-13, Ф-14 [11]; Ф-30
[5]; МНз [2, 14]; С2Н4 [6]; Н20 C].
ОМ
/20 -80 40 0 ип SO 120 IT
-120 -80 -40 0 40 80 120 t°0
Рис. 3. Коэффициенты динамической
вязкости пара:
Воздух, Ф-12, Ф-22, Ф-13, Ф-14, SF6, iNH3,
Ф-13В1 [16]; С2Н4и С2Нб[6, 2].
Рис. б. Поверхностное натяжение жидкостей:
Ф-11 [21]; Ф-12 [14, 21]; Ф-13 [14, 19]; Ф-22 A5, 21] —
ори /^—50°О я [14] — при *<—50°С; NH3, SF6 и
С2НЛ2].
Рис. 5. Коэффициенты теплопроводности пара:
Ф-12, Ф-13, Ф-14,, Ф-22, Ф-13В1, SF6, NH3 [16];
воздух, С2Нб F].
Ы0^н/м
30
20
W
<^
^г
•&
^о<
•%
4^
=§Г
4^
^¦s
\6Щнг/ы
3
-100 -SO -00 -40 -20 0 29 VC

ЛИТЕРАТУРА
1. Цыд зяк В. Е., Б а р м и н В. П., В ей н бе р г Б. С.
Холодильные машины и аппараты. М., Машгиз, 1946.
2. Холодильная техника. Энциклопедический
справочник. Кн. I. M., Госторгиздат, 1960.
3. Михеев М. А. Основы теплопередачи. М.—Л., Гос-
энергоиздат, 1956.
4. Кутателадзе С. С, Боришанский В. М.
Справочник по теплопередаче. М.—Л., Госэнергоиз-
дат, 1959.
5. К а н К. Д. Использование фреона-30 в качестве
теплоносителя. «Холодильная техника», 1958, № 6.
6. Герш С. Я. Глубокое охлаждение. М.—Л., Гос-
энергоиздат, 1957.
7. Бадылькес И. С. Термодинамические свойства
фреона-14. «Холодильная техника», 1963, № 5.
8. Клецки и А. В. Термодинамические свойства фре-
она-22. «Холодильная техника», 1964, № 6.
9. Д а н и л о в а Г. Н. Таблицы теплофизических
свойств фреона-13. «Холодильная техника», 1966,
№ 3.
10. Цветков О. Б. Теплопроводность жидких фрео-
нов ряда метана и этана. «Холодильная техника»,
Г965, № 4.
1 РЕФЕРАТЫ 1
628.84
Технологическое кондиционирование воздуха на
предприятиях мясной и молочной промышленности. ГО-
ГОЛ ИН А. А. «Холодильная техника», 1969, № 10,
1-3.
Рассматривается проблема обеспечения предприятий
мясной и молочной промышленности, в частности
сыродельных заводов, кондиционерами, способными создать
требуемый температурно-влажностный режим в камерах.
Указаны отечественные кондиционеры новейшей
конструкции, которые могут успешно применяться на
предприятиях отрасли.
628.84
Технологический кондиционер КТР-13 для
сыродельной промышленности. ГОГОЛИН А. А., АГАРЕВ Е. М.,
БОГАТЫРЕВА С. Ф., ТИХОМИРОВА Л. Н.,
ШИТОВ Н. И. «Холодильная техника», 1969, № 10, 4—7.
Разработанный во ВНИХИ рассольный
технологический кондиционер КТР-13 предназначен для
кондиционирования воздуха в камерах созревания сыров.
Кондиционер автоматически поддерживает с большой
точностью температуру и влажность воздуха в помещении.
Производительность кондиционера по воздуху 13000 м3/ч.
Диапазон регулирования температуры 10—16°С,
влажности 75—90%. В 1969 г. кондиционеры прошли
производственные испытания, приняты рабочей и
междуведомственной комиссией и рекомендованы к внедрению.
Таблиц 1. Иллюстраций 4.
628.84
Теплостойкость клеевых соединений трубок
кондиционеров. МАХМУДОВ М. Д., МУСТАФАЕВ А. Д.,
«Холодильная техника», 1969, № 10, 8—10.
Приведены результаты исследования герметичности
клеевых соединений при высоких температурах. Даны
60
И. Та uscher W. «Kaltetechnik — KHmatisierung»,
1967, Nr. 8.
12. Клецки й А. В. Термодинамические свойства фре
она-11. «Холодильная техника», 1967, № 1.
13. Геллер 3. И., Никульшин Р. К.,
Пятницкая Н. И. Вязкость жидких фреонов. «Холодильная
техника», 1964, № 4.
14. Д а н и л о в а Г. Н. и др. Сборник задач и расчетов
по теплопередаче. М., Госторгиздат, 1961.
15. Steinle H. «Kaltetechnik — KHmatisierung», 1960,
Nr. 11.
16. Sv eh la P. A. «Kaltetechnik — KHmatisierung»,
1966, Nr. 4
17. Plank R. Handbuch der Kaltetechnik. Bd. 4.
Berlin, 1956, S. 336.
18. Чернышев А. К. Номограмма для определения
вязкости жидкого аммиака. «Холодильная техника»,
1963, № 2.
19. Яковкин Г. А. Фреоны, свойства и применение.
Издание ГИПХ, Л., 1959.
20. Witzel О. W, Jonson J. W. «ASHRAE
Transactions», 1965, vol. 71, pt. 1, pp, 30.
21. Дорохов А. Р., Кирияненко А. А.,
Соловьев A. H. В сб.: Теплофизические свойства
фреонов. Новосибирск, «Наука», 1969.
В. Д. ВАЙНШТЕЙН, В. И. КАНТОРОВИЧ
¦
предельные температуры, при которых сохраняется
герметичность соединений в виде функции от внутреннего
давления и диаметра трубки. Проведено испытание на
химическую стойкость клеевых соединений.
Библиографий 5. Иллюстраций 4.
621.565.945.001.Б
Исследование воздухоохладителя из алюминиевых
трубок с накатными ребрами. МИНИН В. Е.
«Холодильная техника», 1969, № 10, 10—14.
Описаны результаты экспериментального
исследования воздухоохладителя из алюминиевых трубок с
накатными ребрами. Дана конструктивная характеристика
аппарата. Приведены расчетные зависимости по тепло- и
массообмену и сопротивлению. Визуально изучены
процессы охлаждения воздуха с одновременным его
осушением. Иллюстраций 3.
629.1—444
Использование оборудования рефрижераторного
подвижного состава. ШТЕЙНБЕРГ Л. Д., УЛЬЯШ-
КИН А. А., КРАЙНОВ Б. П. «Холодильная техника»,
1969, № 10, 14—17.
Обобщен опыт использования машинного
оборудования (дизель-генераторных и холодильных установок)
рефрижераторного подвижного состава и установлен
характер изменения показателей использования этого
оборудования в процессе длительной эксплуатации.
Иллюстраций 3.
534.84.001.5:621.57.041—213.4
Исследование звукоизолирующей способности
кожухов герметичных компрессоров. ТИХОМИРОВ В. А.
«Холодильная техника», 1969, № 10, 17—23.
Приведены методика и результаты исследования
звукоизолирующей способности кожухов и влияния на нее
их материала, толщины стенок и газовой среды в
кожухе (воздуха и фреонов-12 и 22). Установлены
соотношения теоретических и экспериментальных данных.
Таблиц 3. Библиографий 18. Иллюстраций 5.

62—213.34.001.24:621.564.25
Расчет капиллярных трубок для фреонов-12 и 22.
ВЕЙНБЕРГ Б. С. «Холодильная техника», 1969, № 10,
23—28.
Приводятся графики и номограммы для расчета
капиллярных трубок по требуемому расходу фреона-12 и
22, определения критического давления на выходе из
трубки и переохлаждения жидкого фреона в
теплообменнике. Иллюстраций 7.
621.313:621,57.041
Исследование температурных полей встроенных
электродвигателей холодильных компрессоров.
ШЕВЧУК Г. И., МЕДОВАР Л. Е., ЯКОБСОН В. Б.,
«Холодильная техника», 1969, № 10, 28—33.
В статье приводятся результаты испытаний
встроенных электродвигателей компрессоров ФУБС12М, ФГ2,8
и MRH2-0760-TPD, в процессе которых были
определены температуры в разных точках обмоток и потока
фреона, а также влияние различных факторов на эти
температуры. Таблиц 2. Библиографий 10.
Иллюстраций 6.
66.046.7:621.564.25:621.9—462
О кипении фреонов на пучках труб. ПОВОЛОЦ-
КАЯ Н. М. «Холодильная техника», 1969, № 10, 33—38.
Предложена модель процесса теплообмена при
кипении жидкости на пучке горизонтальных труб,
учитывающая гидродинамику парожидкостного потока. На
основе принятой модели анализируются особенности
теплоотдачи при кипении фреона-22 на пучке труб.
Библиографий 5. Иллюстраций 5.
621.576.001.4
Испытание хлористолитиевой абсорбционной
солнечной холодильной установки с открытым выпариванием
раствора. КАКАБАЕВ А., ХАНДУРДЫЕВ А.
«Холодильная техника», 1969, № 10, 38—40.
Описана хлористолитиевая абсорбционная
холодильная установка для кондиционирования воздуха в
помещении, в которой выпаривание слабого раствора в
генераторе (в качестве генератора использована крыша
здания) происходит за счет теплоты солнечной
радиации. Приведены результаты ее испытания. Удельная хо-
лодопроизводительность установки в летнее время не
менее 250 ккал/(м2»ч) при температуре охлажденной
воды около 10°С. Таблиц 1. Иллюстраций 2.
664. 951.037.5
Структурно-механические свойства мышечной ткани рыб
и их изменение при замораживании. ФЕДОРОВА Н. К.,
ПИСКАРЕВ А. И. «Холодильная техника», 1969, № 10,
40—46.
Описаны результаты исследований влияния
различных давлений подпрессовки (от 0,01 до 0,07 кгс/см2) на
структурно-механические свойства мышечной ткани
замороженных и незамороженных линя и трески.
Приведены также результаты гистологических анализов ткани
трески, замороженной с подпрессовкой. Таблиц 4.
Библиографий 10. Иллюстраций 3.
При подготовке статей для журнала «Холодильная техника»
необходимо руководствоваться следующими правилами.
1. Статьи печатаются на пишущей машинке на одной стороне
листа через два интервала и направляются в редакцию в двух
экземплярах.
2. Размер статей для основного раздела не должен превышать
10 стр., для разделов «Обмен опытом» и «Консультация» — 7 стр.
машинописного текста, число рисунков не должно быть более пяти.
3. Формулы вписываются в статью разборчиво, с указанием
прописных и строчных букв и с обводкой красным карандашом букв
греческого алфавита и синим ка'рандашом — букв латинского алфавита.
4. В списке литературы к статье приводятся: фамилия и инициалы
автора, название книги, статьи, реферата, диссертации, а также место
издания, название издательства, год издания (или название журнала, год
выпуска и номер). Ссылки на литературу необходимо давать в тексте
по порядку номеров.
5. Рисунки и фотографии к статье прилагаются в двух
экземплярах. Чертежи и схемы выполняются четко карандашом или тушью
согласно правилам черчения и с соблюдением ГОСТов. Представляемые
светокопии должны быть ясными. Допустимый наибольший размер
чертежа 203X288 ^л^л.
Подрисуночные подписи печатаются на отдельной странице.
6. Одновременно со статьей необходимо представлять реферат. В
нем кратко излагается существо статьи, приводятся данные о
характере работы и основные ее результаты. Объем реферата не должен
превышать 3Д страницы машинописного текста, отпечатанного через
два интервала.
7. Представляемая в редакцию статья должна быть подписана
автором.
Статьи просьба направлять по адресу: Москва, И-434, ул.
Костикова, 12. Редакция журнала «Холодильная техника».
К СВЕДЕНИЮ
АВТОРОВ!

CONTENTS
A. A. Cogolin. Technological Air Conditioning at
Enterprises of Meat and Dairy Industry ... 1
A. A. Gogolin, E. M. Agarev, S. F. Bogatyryova,
L. N. Tikhomirova, N. I. Shitov. Technological Air
Conditioner, Type KTR-13, for Cheese-Making
Industry 4
M. D. Makhmudov, A. D. Mustafayev. Thermal Stability
of Glued Connections of Air Conditioner Pipes 8
V. E. Minin. Investigation of Air Cooler of Aluminum
Tubes with Knurled Fins 10
L. D. Steinberg, A. A. Ulyashkin, B. P. Krainov.
Utilization of Equipment of Refrigerated Rolling
Stock 14
V. A. Tikhomirov. Investigation of Sound Insulating
Capacity of Housings for Hermetic Compressors 17
B. S. Weinberg. Calculation of Capillary Tubes for
Freons-12 and 22 23
G. I. Shevchuk, L. E. Medovar, V. B. Yakobson.
investigation of Temperature Fields of Built-in Electric
Motors for Refrigerating Compressors .... 28
N. M. Povolotskaya. Boiling of Freons on Tube Bundles 33
A. Kakabayev, A. Khandurdyev. The Testing of a
Lithium Chloride Absorption Solar Refrigerating
Plant with the Open Evaporation of Solution . 38
N. K. Fedorova, A. I. Piskarev. Structural and
Mechanical Properties of Muscular Tissue of» Fish and
Their Changes at Freezing 40
Practice exchange
L. V. Garanin, B. G. Oskolkov. Three-Step Vacuum
Moulding Machine 47
I. S. Balakleitsev. Control Circuit of Relay, Type
RTP-1 . 49
V. V. Mironenkov. Transmitting Device for Remote
Temperature Control in Refrigerated Object . 49
Miscellany
Seminar on Air Conditioning in Industrial and Civil
Buildings 51
New Inventions 52
Foreign technical news
M. N. Romanov. Air Coolers Used at Cold Storage
Warehouses in France 53
D. G. Rutov. Some Characteristics of New Cold
Storage Warehouses in USA 58
Reference data
V. D. Weinstein, V. I. Kantorovich. Physical
Properties of Refrigerants 58
Summaries 60
СОДЕРЖАНИЕ
А. А. Гоголин. Технологическое
кондиционирование воздуха на предприятиях мясной и
молочной промышленности \
A. А. Гоголин, Е. М. Агарев, С. Ф. Богатырева,
Л. Н. Тихомирова, Н. И. Шитов.
Технологический кондиционер КТР-13 для сыродельной
промышленности 4
М. Д. Махмудов, А. Д. Мустафаев.
Теплостойкость клеевых соединений трубок
кондиционеров 8
B. Е. Минин. Исследование воздухоохладителя из
алюминиевых трубок с накатными ребрами 10
Л. Д. Штейнберг, А. А. Ульяшкин, Б. П. Крайнов.
Использование оборудования
рефрижераторного подвижного состава . 14
В. А. Тихомиров. Исследование
звукоизолирующей способности кожухов герметичных
компрессоров 17
Б. С. Вейнберг. Расчет капиллярных трубок для
фреонов-12 и 22 23
Г. И. Шевчук, Л. Е. Медовар, В. Б. Якобсон.
Исследование температурных полей встроенных
электродвигателей холодильных
компрессоров , 28
Н. М. Поволоцкая. О кипении фреонов на
пучках труб 33
A. Какабаев, А. Хандурдыев. Испытание хлори-
столитиевой абсорбционной солнечной
холодильной установки с открытым выпариванием
раствора , 38
Н. К. Федорова, А. И. Пискарев.
Структурно-механические свойства мышечной ткани рыб и
их изменение при замораживании .... 40
Обмен опытом
Л. В. Гаранин, Б. Г. Осколков. Трехпозиционная
вакуум-формовочная машина 47
И. С. Балаклейцев. Схема контроля срабатывания
реле РТГМ : 49
B. В. Мироненков. Передающее устройство для
дистанционного контроля температуры в
охлаждаемом объекте 49
Хроника
Семинар по кондиционированию воздуха в
промышленных и гражданских зданиях .... 51
Новые изобретения 52
Новости иностранной техники
М. Н. Романов. Воздухоохладители, применяемые
на холодильниках Франции 53
Д. Г. Рютов. Некоторые характеристики новых
холодильников США . . , 58
Справочный отдел
В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович. Физические
свойства холодильных агентов 58
Рефераты . 4 ..... 60
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: Ш. Н. Кобулашвили (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора),
Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), проф. И. С. Бадылькес, Б. С. Вейнберг, А. А. Гоголин, М. Г.
Дик, В. А. Дедух, А. В. Кан, В. Я. Кокорев, М. С. Мартынов, проф. В. С. Мартыновский, М. Н. Мертешов,
Р.В.Павлов, проф. Г. Б. Чижов, А. П. Шеффер
Адрес редакции: Москва, И-434, ул. Костякова, 12. Телефон 250-00-34, доб. 49.
Технический редактор А. М, Сатарова
Т—19346. Сдано в набор 7/VI! 1—1969 г. Подп. в печ. 9/Х—1969 г. Формат 84X108Vie- 4 п. л. =-6,72 усл. п. л.
Уч.-изд. л. 7,63. Тираж 19346 экз. Заказ 3039 Цена 50 коп»
Типография изд-ва «Московская правда», Потаповский пер., 3,